курсовой проэкт прикладная механика редуктор. )_Курсовий проект. Розрахунок передачі 3 Визначаємо частоту обертання та потужністьна тихохідному валу 3

• Название: Розрахунок передачі 3 Визначаємо частоту обертання та потужністьна тихохідному валу 3
• Анкор: курсовой проэкт прикладная механика редуктор
• Дата: 15.09.2022
• Размер: 1.42 Mb.
• Имя файла: )_Курсовий проект.docx
• Тип: Розрахунок; #677914
• страница: 7 из 10

6.4. Розрахунок швидкохідного вала на опір втомленою.

Це перевірочний розрахунок, який виконують після повної розробки конструкції вала, з огляду на всі основні фактори, що впливають на його міцність (характер напружень, характеристики матеріалу, концентратори напружень, абсолютні розміри вала, чистоту оброблення та ін.).

У небезпечному перерізі визначаємо запаси міцності на втому і порівнюємо їх із допустимими. Визначаємо запас міцності на втому за згином:

, (6.23)

і крутінню

, (6.24)

де - межу контактної витривалості при згині, МПа;

- межу контактної витривалості при крутінні, МПа;

та - амплітуда циклу при згині та крутінні.

При симетричному циклі та роботі вала без реверса ; . , МПа

– напруження згину в розглянутому перерізі, МПа;

- напруження крутіння в розглянутому перерізі, МПа.

Для виготовлення швидкохідного вала-шестерні та тихохідного валу використовуємо матеріал - сталь 40ХН, що має МПа при термообробці – поліпшення (табл. 2,1).

Тоді МПа,

МПа.

При симетричному циклі та роботі вала без реверса ; . , МПа

, МПа. (6.25)

,МПа. (6.26)

- момент опору перерізу вала при згині;

- момент опору перерізу вала при крутінні.

Для круглого суцільного перерізу:

, мм³, (6.27)

, мм³, (6.28)

Для вала зі шпонкою , мм³,

, мм³.

Для вала з зубчатим колесом (шліцами) , мм3, , мм³.

де - діаметр вала в небезпечному перерізі ( або ), мм.

- ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при згині;

- ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при крутінні (табл. 5.5);

– коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу вала (табл. 5.6);

– коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення (табл.5.7);

і - коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу напружень (табл. 5.8).

Узагальнений коефіцієнт запасу міцності на втому в небезпечних перерізах визначають за рівнянням Гофа та Полларда:

, (6.29)

де - допустимий коефіцієнт запасу міцності на втомленість.

Підставивши значення в формули (6.23) – (6.29) отримаємо:

для першого перерізу (І-І) (переріз під шестернею)

, мм³;

, мм³.

, , , , ,

МПа;

МПа;

;

;

.

Умова виконується – міцність забезпечується.

Для другого перерізу (ІІ-ІІ) (переріз під підшипником – гладкий вал діаметром 35 мм)

мм³;

мм³;

; ; ; ; ; ;

; ;

МПа;

МПа;

; ;

.

Умова виконується – міцність забезпечується.

6.5. Конструктивна розробка й розрахунок тихохідного вала.

Вибір муфти.

Орієнтовно визначаємо діаметр ділянки вала під посадку муфти, вважаємо, що на цій ділянці вала буде діяти обертальний момент. Тоді:

, (6.30)

де - допустиме напруження на крутіння для матеріалу вала. Для попередніх розрахунків рекомендується приймати в межах 15-25 МПа, [1, с. 266];

- максимальний крутний момент на валу, Н*м

Приймаю МПа.

Вибір муфти проводимо залежно від діаметра вала редуктора мм та моменту, що передається муфтою.

Приймаємо: Муфта зубчаста 1000-50-1.1 ГОСТ21424—93,

де 1000 - номінальний обертальний момент (Т_ном);

50 - внутрішній діаметр муфти ( );

тип і виконання - 1.1.

=50мм; =175мм; =170 мм (табл. 5.2. [1. с.17]).

Перевіряємо правильність вибору муфти.

(6.31)

де - обертальний момент на тихохідному валу, Н м;

- коефіцієнт безпеки.

6.6. Розробка ескізу тихохідного вала.

Приймаємо діаметр під ущільнення рівним діаметру під підшипник ( приймати цілим числом і кратним 5), мм

(6.32)

де t=3,3 – бортик, приймаємо за таблицею 5.1. [1. с.16].

Приймаю мм.

За діаметром під підшипник вибираємо підшипника (табл. 5.9
[1. с.27]), віддаючи перевагу підшипникам середньої серії.

Приймаю підшипник згідно рекомендації [1] віддаємо перевагу підшипникам середньої серії: приймаю підшипник 314.

Параметри підшипника 312:

.

Визначаємо діаметр бортика під підшипник (табл. 5.1 [1. с.16]):

. (6.33)

Приймаю мм.

Діаметр буртика під підшипник приймаємо рівним діаметру під колесо:

мм.

Діаметр буртика під колесо:

. (6.34)

Приймаю мм.

Довжину вала під ущільнення з урахуванням ширини манжети, зазорів і товщини кришки приймаємо: мм.

Приймаю мм.

Визначаємо зазор X між колесами та корпусом:

(6.35)

(Приймаємо X = 6, 8, 10 або 12 мм).

Приймаю мм.

Відстань між опорами, мм:

22+2*10+60=102. (6.36)

Приймаю 102 мм.

Довжина консольної ділянки вала:

=22/2+40+80=131. (6.37)

Приймаю 131 мм.



Рис. 6.3. Ескізне компонування тихохідного вала
Вибір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкового з'єднання.

Вибираємо дві шпонки по та з розмірами (табл. 5.4. [1. с.20]).

Довжину шпонки вибираємо за стандартним рядом на 5-10 мм менше довжини посадкових місць сполучених деталей.

Приймаю: Шпонка 16х10х60 ГОСТ 23360-78.

Приймаю: Шпонка 20х12х60ГОСТ 23360-78.

Обрані шпонки по та по необхідно перевірити на зминання їх бічних сторін.

Умова міцності на зминання, МПа:

, (6.38)

,

де 193–піковий обертальний момент на швидкохідному валу, Н*м;

- діаметр вала в розглянутому перетині, мм, , ;

- величина заглиблення шпонки у вал (табл. 5.4), мм, 5,5, 7,5;

- висота шпонки, мм, 10,0, 11,0;

- робоча довжина шпонки при округлених торцях, мм, ;

, (6.39)

60-16=44 мм, 60-20=40 мм.

– ширина шпонки, мм, 16 мм, 20 мм.

Робоча довжина шпонок 82 мм, 53 мм.

- припустиме напруження на зминання, то залежить від прийнятого матеріалу для шпонки. При сталевій маточині МПа [1, с. 108].

При МПа та - умова міцності на зминання виконується.

Визначення сил, що діють на тихохідний вал.

Сили, що виникають у зачепленні - окружна, радіальна та осьова, визначені раніше.

Додаткова неврівноважена радіальна сила від муфти;

, Н, (6.40)

де 170- діаметр центрів пальців муфти (табл. 5.2 [1. с.17]), мм.

Визначення реакцій в опорах і побудова епюр згинальних і обертальних моментів.

Розглянемо реакції в опорах від дії сил й у горизонтальній площині. При цьому вважаємо, що колесо розташоване щодо опор симетрично, , а сила спрямована в бік збільшення прогину вала (гірший випадок).

Сума моментів щодо опори А:

(6.41)

, Н

Сума моментів щодо опори В:

; (6.42)

, Н

Перевірка: ;

- умова перевірки виконана.

Визначаємо реакції в опорах від дії сил і у вертикальній площині. Для цього складаємо суму моментів всіх сил щодо опор А і В і знаходимо опорні реакції.

; (6.43)

, Н

; (6.44)

, Н

Перевірка: .

- умова перевірки виконана.

Визначаємо сумарні згинальні моменти в передбачуваних небезпечних перерізах І-І під колесом та у перерізі ІІ-ІІ поруч із підшипником, ослаблених гантеллю або шпонковим з’єднанням:

У перерізі І-І, Н*мм:

, Нмм. (6.45)

У перерізі ІІ-ІІ, Н*мм:

Нмм. (6.46)



Рис. 6.4. Схема навантаження тихохідного вала
Еквівалентні моменти в зазначених перерізах:

, Нм. (6.47)

, Нм. (6.48)

Визначаємо діаметри валів у цих перерізах, мм:

,

мм. (6.49)

Допустимі напруження на згин для валів та обертових осей приймаємо = 50-60 МПа.

Результати порівнюємо з розмірами розробленої конструкції вала.

Оскільки й то умова міцності виконується.

Розрахунок тихохідного вала на опір втомленості.

У небезпечному перерізі визначаємо запаси міцності на втомленість й порівнюємо їх із допустимими. Визначаємо запас міцності на втомленість при згині:

, (6.50)

і крутінню

, (6.51)

де - межу контактної витривалості при згині, МПа;

- межу контактної витривалості при крутінні, МПа;

та - амплітуда циклу при згині та крутінні.

При симетричному циклі та роботі вала без реверса ; . , МПа;

– напруження згину в розглянутому перерізі, МПа;

- напруження крутіння в розглянутому перерізі, МПа.

, МПа. (6.52)

, МПа. (6.53)

- момент опору перерізу вала при згині;

- момент опору перерізу вала при крутінні.

Для небезпечного перерізу вала зі шпонковою канавкою, мм3:

, мм³ (6.54)

, мм³ (6.55)

де - діаметр вала в небезпечному перерізі ( або ), мм.

- ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при згині;

- ефективний коефіцієнт концентрацій напружень при крутінні (табл. 5.5 [1. с.24]);

– коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу вала (табл. 5.6 [1. с.24]);

– коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення (табл.5.7 [1. с.25]);

і - коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу напружень (табл. 5.8 [1. с. 25]).

Узагальнений коефіцієнт запасу міцності на втому в небезпечних перерізах визначають за рівнянням Гофа та Полларда:

(6.56)

де - допустимий коефіцієнт запасу міцності на втомленість.

Підставивши значення в формули (6.50) – (6.56) отримаємо:

для першого перерізу (І-І) (переріз під маточиною зубчатого колеса)

мм³;

мм³;

1,7, 1,4, 0,65, 1,0, , ,

МПа;

МПа;

; ;

.

Умова виконується – міцність забезпечується.

Для другого перерізу (ІІ-ІІ) (переріз під підшипником – гладкий вал діаметром 80 мм)

мм³;

мм³;

2,5; 1,8; 0,65; ; ; ; ; ;

МПа;

МПа;

; ;

.

Умова виконується – міцність забезпечується.