- •Введение
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Уточнение передаточных чисел
- •1.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов
- •1.4 Определение крутящих моментов на валах
- •1.5 Определение мощности на валах
- •2 Расчет зубчатых передач
- •2.1 Выбор материалов и термообработки
- •2.2 Допустимые напряжения при расчёте зубчатых передач
- •2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
- •2.2.2 Определение допускаемых напряжений на изгиб
- •2.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •2.3.1 Межосевое расстояние
- •2.3.2 Модуль зацепления
- •2.3.3 Определение числа и угла наклона зубьев
- •2.3.4 Определение фактических основных геометрических параметров косозубой передачи.
- •2.3.5 Проверочный расчет
- •2.3.6 Силы в зацеплении
- •3.2 Проверочный расчёт
- •4 Эскизное проектирование
- •4.1 Расстояние между деталями редуктора
- •4.2 Предварительный расчет валов
- •4.3 Выбор типа подшипников
- •4.4 Схемы установки подшипников
- •4.5 Расчет конструктивных размеров зубчатых колес
- •4.6 Выбор шпоночного соединения
- •5 Конструирование валов
- •5.1 Проверочный расчет подшипников качения
- •5.2 Проверочный расчет шпоночного соединения
- •5.3 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность
- •5.4 Выбор смазочных материалов и системы смазывания
- •Заключение
- •Список используемых источников
5 Конструирование валов
5.1 Проверочный расчет подшипников качения
Чтобы точно выбрать подшипники необходимо рассчитать статическую грузоподъемность и долговечность подшипника.
При наличии осевой силы эквивалентная статическая нагрузка:
(5.1)
где X0 = 0,5 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y0 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Fr Fa - радиальная и осевая нагрузки;
Fэ≤С0=19,8 кН, следовательно данное условие соблюдается.
Номинальную динамическую грузоподъемность определяют по
формуле:
, (5.2)
где р- коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости p = 3.
Номинальная долговечность:
, (5.3)
Где n - частота вращения, мин-1;
Lh=8000 ч - номинальная долговечность подшипников, ч.
;
;
5.2 Проверочный расчет шпоночного соединения
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах,
проверяют на смятие. Условие прочности:
, (5.4)
Где - окружная сила на шестерне или колесе;
А- площадь смятия;
допускаемое напряжение на неконтролируемой затяжке (для валов с наружным диаметром, от 16 мм =0,25..0,4 т)
, (5.5)
где h, t1,l, b – стандартные размеры фасок (табличные значения).
Так как все валы выполнены из Стали 40Х, допускаемое напряжение в каждом случае будет равно:
(5.6)
По полученным формулам выполним расчеты:
Таблица 5.1 - Параметры шпоночного соединения
Напряжения смятия |
Вал быстроходный |
Вал тихоходный |
Вал тихоходный |
Расчетные напряжения σсм, МПа |
49,26 |
33,82 |
30,21 |
Допускаемое значение [σсм], МПа |
162,5 |
162,5 |
162,5 |
5.3 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность
Для расчета вала на прочность необходимо графически определить длину каждого из участков. Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения):
а) XOZ:
(5.7)
(5.8)
;
б) YOZ:
(5.9)
(5.10)
;
Тихоходный вал
Изгибающий момент:
а) XOZ:
сечение A: 0
сечение B:
; (5.11)
сечение C: 0;
сечение D: 0;
б) YOZ:
сечение A: 0
сечение C:
1) ; (5.12)
2) ; (5.13)
сечение B:
; (5.14)
сечение D: 0;
Крутящий момент:
; (5.15)
Рисунок 5.1 – Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала
Тихоходный вал
Наиболее нагруженное сечение С.
Суммарный изгибающий момент:
; (5.16)
; (5.17)
d=65 мм; b= 20 мм ; t1= 7,5 мм;
Полярный и осевой моменты сопротивления сечения соответственно:
(5.18)
(5.19)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
(5.20)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
(5.21)
Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(5.22)
(5.23)
Пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:
(5.24)
(5.25)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(5.26)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(5.27)
Суммарный коэффициент запаса прочности для опасного сечения:
(5.28)