Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь

Расчет валов редуктора




4.1 Выбор материала валов

Для всех валов редуктора при малых и средних нагрузках выбирают относительно мягкие углеродистые стали с твердостью 180…240 НВ.

 

Марка стали Твердосать НВ, не ниже В Т Т -1 -1   σ   τ
МПа
     

 

Где σВ – предел прочности; σТ, τТ - пределы текучести; σ-1, τ-1 – пределы выносливости при изгибе и кручении; ψσ, ψτ – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения.

 

4.2 Расчет валов

Ориентировочный расчет вала проводится только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, так как известен только крутящий момент Т, передаваемый валом.

Ведущий вал.

;

мм;

округляем до dk1=35 мм;

Диаметры остальных участков вала находят последовательным изменением предыдущего участка на 2…5 мм.

мм

мм

мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

,

мм

округляем до dk2 =55 мм

мм

мм

мм

 

 

dk – диаметр входного (выходного) конца вала;

dп – диаметр вала под подшипник;

dз.к – диаметр вала под зубчатое колесо;

dб – диаметр буртика.

4.3 Эскизная компоновка редуктора

Вычерчиваем в зацеплении шестерню и зубчатое колесо. Принимаем зазор от торца шестерни до внутренней стенки редуктора X=0мм, т.к. окружная скорость колес V= 0,82 м/с < 2,5 м/с, то предусматриваем расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника расстояние у= (6…10)мм для размещения мазеудерживающих колец. В качестве опор валов намечаем радиальные шарикоподшипники, которые выбираем по диаметру вала под подшипником.



Ведущий вал.

=40 мм.

Принимаем подшипник 50208 с размерами мм.

Ведомый вал.

мм.

Принимаем подшипник 212 с размерами мм.

 

Замером определяем расстояние на ведомом валу:

мм.

Определяем расстояние от середины опоры ведущего вала, до середины шкива клиноременной передачи:

;

Примем мм.

4.4 Проверочный расчет вала на статическую прочность

Ведомый вал

Составляем расчетную схему вала. Изображаем схему нагружения вала в плоскости XZ.

Реакции опор

;

H.

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XZ:

при z1 = 0 Нм

при z1 = Нм.

Строим эпюру . Изображаем схему нагружения вала в плоскости YZ.

Определяем реакцию опор:

;

H.

Определяем изгибающие моменты, действующие в плоскости YZ:

при z1 = 0 Нм

при z1 = Нм.

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечение вала по формуле:

;

;

Hм;

 

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

 

,

Нм

4.5 Уточненный расчет ведомого вала на усталостную прочность.

Расчет проводим со всеми необходимыми в общей методике расчета вала

Коэффициент запаса прочности находится по формуле:

;

где [n]- рекомендуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…3;

nσ и nτ – коэффициенты запаса прочности, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям.

,

,

здесь (поверхностное упрочнение не предусматриваем);

σТ и τТ – средние значения нормальных и касательных напряжений;

σа и τа – амплитудные значения нормальных и касательных напряжений.

,

,

Wx – момент сопротивления при изгибе;

Wρ – полярный момент сопротивления.

Так как опасное сечение находится под зубчатым колесом, то моменты сопротивления при изгибе и кручении

,

,

где b = и t1– размеры шпоночного паза

Моменты инерции

мм3

мм3

Напряжения при изгибе и кручении

Нормальное напряжение: МПа;

σТ = 0 МПа (т.к. цикл нагружения симметричен).

Касательное напряжения: МПа

Концентраторами напряжений в этом случае являются шпоночный паз и посадка. Для шпоночного паза принимаем

Кσ = 1,75; Кτ = 1,5; Εσ = 0,88; Ετ = 0,81,

тогда

;

;

Для посадки отношение ;

Общий коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется, так как 5,25 > [n].

Так как опасное сечение под зубчатым колесом, то прочность обеспечена.





Читайте также:


©2015 megaobuchalka.ru Все права защищены авторами материалов.

Почему 3458 студентов выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы


(0.09 сек.)