- •Кинематический расчет передачи
- •2.Выбор допускаемого контактного [σH] и изгибающего [σF] напряжений определение межосевого расстояния модуля зубчатой передачи и фактического передаточного числа
- •3.Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений
- •3.9.Проверка зубьев колес на прочность по напряжению изгиба
- •3.10. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
- •3.11.Сводная таблица параметров передачи
- •4.Расчет выходного вала
- •Последовательность расчета вала на статическую прочность
- •Следовательно выполняется условие запаса усталостной прочности в опасном сечении.
- •4.10.Проверочный расчет ресурса подшипников
- •4.11. Расчет шпонок
- •4.12. Проверка шпонок на деформацию смятия
- •4.13. Проверка шпонок на деформацию среза
- •Библиографический список литературы
4.Расчет выходного вала
4.1.Определение диаметра вала (ориентировочно)
мм,
где - допускаемое напряжение на кручении; МПа, выбираем =20 МПа, тогда:
мм.
Согласовываем с ГОСТом 12080-66 и принимаем, что мм.
4.2.Выбор подшипников
Основываясь на диаметре цапфы, равным 45 мм, выбираем тип подшипника 209 – радиальный шариковый подшипник, легкой серии. Размеры подшипника выбираем из [1]. Получаем:
D=85 мм – диаметр подшипника, В=19 мм – ширина подшипника.
4.3.Определение размеров консоли
Размеры консоли выбираем по таблице из [1] .
4.4. Составление расчетной схемы вала
- расстояние между опорами, где d1 - диаметр под подшипником (по рекомендации [2]);
d2=45 мм – диаметр цапфы (l2=19 мм);
d3=43 мм – диаметр между подшипниками;
d4=55 мм – диаметр заплечика;
d5=45 мм – диаметр вала под колесом;
Lст=20 мм длина ступицы.
4.5. Расчет вала на статическую прочность
При этом расчете изображается вал в форме 2-х опорной балки с консолью (приложение 2).
Последовательность расчета вала на статическую прочность
Вводится координатная система.
В виду того, что силы не приводятся к одной плоскости, в расчет вводятся 2 силовые плоскости XOZ и XOY (фронтальную и горизонтальную).
Определяются опорные реакции вала из уравнений моментов сил относительно точек А и В последовательно:
FR*a-RBZ*L=0,
RBZ=390 H
FR*(L+a)-RAZ*L=0
RАZ=1590 H
Проверка: ;
1590-1200-390=0- условие выполняется.
где - неуравновешенное усилие от соединения муфты.
Проверка: ;
2230-3290+3040-1980=0-условие выполняется.
Построение эпюр изгибающих моментов.
Построение эпюр изгибных моментов для каждой силовой плоскости:
Для XOZ :
x1=0 ,
x1=0,045 ,
x1=0,045 , M=71.55 Нм
x1=0,090 , M=89 Нм
,
Для XOY :
x1=0 , М=0
x1=x0 =0,060 , М=118,8 Нм
,
x2=0.06 , x2=0,105
М=118,8 Нм , М=308,25 Нм
x3=0.105 , x3=0,15 м
М=308,25 Нм, М=349,6 Нм
Определение моментов и «опасного» сечения вала
4.6.Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении вала
где -коэффициент пусковых и перегрузочных моментов ( =1,8…2,4).
4.7. Расчетное напряжение кручения в опасном сечении
4.8. Расчетный запас статической прочности вала
Следовательно, условие статической прочности выполняется.
4.9. Проверка опасных сечений на усталостную прочность с учетом концентраций напряжений и пределов выносливости материалов ( )
Усталостная прочность оценивается S – запасом усталостной прочности в опасном сечении:
а)
где - предел выносливости; - эффективный коэффициент в ступенчатом переходе с галтелью; - масштабный фактор; - амплитуда цикла напряжений изгиба.
Подставляя все значения в формулу получаем:
б)
где - среднее напряжение цикла; -коэффициент масштабного эффекта;
-предел выносливости при циклическом кручении; -коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;
Подставляя все значения в формулу (1) получаем: