- •1Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі
- •2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі
- •3. Проектний розрахунок валів редуктора
- •4.Конструктивні розміри зубчастої пари
- •5. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора.
- •6. Перший етап ескізного компонування
- •7. Підбір підшипників валів редуктора
- •8. Перевірочний розрахунок веденого валу
- •9. Другий етап ескізного компонування.
- •11. Добирання муфти.
- •11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпоночних з’єднань
- •12.Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників.
- •13.Порядок збирання
8. Перевірочний розрахунок веденого валу
8.1 Призначення матеріалу вала:
Призначаємо матеріал валу: сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормалізована. Границя міцності , твердість НВ190. Границя витривалості:
Згину: ;
Кручення: .
8.2 Складаємо розрахункову схему вала (рис. 12).
8.3 Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо епюру згинальних та крутного моментів:
Із попередніх розрахунків:
, , ;
Визначаємо згинальні моменти від сил в зачепленні.
Визначаємо згинальні моменти відносно характерних перерізів:
Вертикальна площина:
Горизонтальна площина:
;
Від консольного навантаження цепної передачі:
по отриманим результатам загальних моментів і величини крутного моменту будуємо їх епюри.
8.4 У відповідності з епюрами згинальних і крутних моментів і наявність напруження, встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.
Такими перерізами будуть перерізи під серединою зубчатого колеса та підшипником 4.
8.5 Переріз А-А.
8.5.1 Визначаємо сумарний згинальний момент в перерізі під серединою зубчастого колеса. Приймаємо, що момент від консольної сили в гіршому випадку співпадає по направленню з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:
.
8.5.2.Осьвий момент опору вала з урахуванням шпонкового пазу:
Для вала з зубчастим колесом .
За ГОСТ 23360-78 табл. 8.5(5) ширина шпонкового пазу b=14 мм, глибина пазу на валу :
.
8.5.3. Полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового пазу:
.
8.5.4. Амплітуда нормальних напружень. Вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по системному циклу:
.
8.5.5. Амплітуда дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по пульсуючому циклу:
.
8.5.6. Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом і встановленням зубчастого колеса на вал з натягом. При знаходженні коефіцієнту зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень. За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення. Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулою:
де і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу. Знаходимо за табл.. 8.5(5) для сталі при маємо:
; ;
.
Від установки колеса на вагу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напре совки колеса на вал знаходимо по відношенню: і .
За табл. 7.16 (5) при, , .
, ;
В подальших розрахунках використовуємо
8.5.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням:
8.5.8. Знаходимо коефіцієнт запасу міцності небезпечного перерізу А-А:
.
8.6. Переріз Б-Б
8.6.1. Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника 4 на валу з натягом. В перерізі з’являється згинальний момент і крутний момент , .
9.6.2. Осьовий момент опору перерізу вала:
.
9.6.3. Полярний момент опору перерізу вала:
.
9.6.4. Амплітуда нормальних напружень циклу:
.
9.6.5. Амплітуда дотичних напружень циклу:
.
9.6.6. Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом при цьому коефіцієнті зниження границі витривалості:
Знаходимо відношення ; для вала в місцях напресовки підшипника. За табл. 8.7(5) при , , та приймаємо ; :
9.6.7. Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням:
9.6.8. Результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:
Розрахункове значення коефіцієнтів запасу опору втомленому руйнуванню небезпечного перерізу перевищує доступний коефіцієнт запасу витривалості, тому розміри діаметрів валу та вибраний матеріал залишаємо без змін.