Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала.
Произведём расчёт быстроходного вала: Определим выходной конец вала: , (4.1) где T1=27, 5 Нм мм Делаем шестерню заодно с валом, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестерню мм. Рассчитаем промежуточный вал: Диаметр ступени для установки на неё колеса: , (4.2) где Tпр=211 Нм мм Принимаем dк=45 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=60 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=50 мм. Диаметр под колесо тихоходной ступени dш= 55мм. Шестерню делаем заодно с валом Диаметр под шестерню мм. Рассчитаем приводной вал: Диаметр вала под полумуфту: , где Tпр=1844 Нм мм Принимаем dк=75 мм. Расчёт тихоходного вала описываем подробно. Назначаем материал: Сталь 45. Термообработка: нормализация. Из таблицы 8.8 стр. 162 находим: МПа МПа Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный): мм, где Мпа (4.3) Выбираем диаметры вала: d=75 мм – диаметр в месте посадки муфты dп=80 мм – диаметр в месте посадки подшипников dк=85 мм – диаметр в месте посадки колеса
Усилия в зацеплении: Окружная сила: Ft=2*1000Т/d=2000*1912/254= 15055Н (4.4) Радиальная сила: (4.5) где -угол профиля. Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой Определяем расстояние между опорами (табл. 3.2, с.8, [4]): (4.6) где lст=60 мм – длина ступицы x=25 мм – зазор между колесом и внутренними стенками корпуса f=l3=90мм – расстояние между опорой и концом выходного вала w=60мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников Получаем: мм
Определяем реакции вертикальной плоскости
. (4.7) Н. . (4.8) Н.
Проверка: Аy+ Вy - Fr=2739, 5+2740, 5 - 5480=0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Н мм. Н мм.
Определяем реакции в горизонтальной плоскости . (4.9) Н. . Н.
Знак (-) показывает, что реакция Вх на схеме направлена в противоположную сторону. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Н мм. (4.10) Н мм. (4.11)
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо) Н мм. (4.12)
Суммарные реакции в опорах
Н (4.13)
Н (4.14)
Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи. Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса. Принимаем материал вала сталь 45. Пределы выносливости стали 45: при изгибе σ -1≈ 0, 43σ в=0, 43× 610=260 МПа. при кручении τ -1≈ 0, 58σ -1=0, 58× 260=150 МПа. Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом
, (4.15)
где W– момент сопротивления; Мu = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент; - амплитуда переменной составляющей цикла напряжений.
. (4.16)
Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда мм3.
сfw. Касательные напряжения от нулевого цикла МПа (4.17)
где Wк – момент сопротивления при кручении
мм3
МПа.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений Масштабные факторы для вала. Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей: Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле: . (4.18) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле . (4.19)
Коэффициент запаса прочности определяем по формуле
> [s]. (4.20)
где [s] = 1, 5 – допустимый коэффициент безопасности. Таким образом, прочность и жесткость обеспечена.
|