- •1 Краткое описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия
- •2 Расчетно-конструкторский раздел
- •2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
- •2.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора
- •2.3 Расчет открытой передачи
- •2.4 Предварительный расчёт валов редуктора и разработка их эскизов
- •2.5 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редукторов
- •2.6 Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора
- •2.7 Первый этап компоновки редуктора
- •2.8 Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •2.9 Подбор и расчет подшипников для валов редуктора
- •2.10 Подбор муфты
- •2.11 Подбор и проверочный расчет шпоночных или шлицевых соединений
- •2.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости валов редуктора
- •3. Технологический раздел
- •3.1 Выбор смазки для зацепления и подшипников
- •3.2 Описание сборки редуктора
- •Приложение а Первый этап компоновки редуктора
2.11 Подбор и проверочный расчет шпоночных или шлицевых соединений
Материал для изготовления шпонок – сталь 45 нормализованная.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице – мПа, определены по ([2], с. 310).
Выбирается шпонка под муфту с размерами:
-
диаметр вала – мм;
-
длина ступицы полумуфты – мм.
Выбирается шпонка 10828 ГОСТ 23360-78, имеющая следующие размеры:
-
мм;
-
мм;
-
мм.
Момент на ведущем валу – Н×м.
Напряжение смятия и условие прочности , определяется по формуле (2.85):
, (2.85)
где М1 – момент на ведущем валу, Н×м; Н×м; определено по исходным данным;
d – диаметр вала, мм; определено по исходным данным;
t1 – глубина шпонки, мм; t1=5 мм; определена по ([2], с.313);
h – высота шпонки, мм; h=8 мм; определено по исходным данным;
l – длина ступицы полумуфты, мм; =28мм; определено по исходным данным;
b– ширина шпонки, мм; b=10 мм; определено по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.85) получено:
мПа.
Условие ; мПа является выполненным.
Выбирается шпонка под зубчатое колесо с размерами:
-
d, диаметр вала под колесом d=40 мм;
-
l, длина ступицы колеса l=70 мм.
Выбирается шпонка 12×8×70, ГОСТ 23360-78, имеющая размеры:
-
мм;
-
мм;
-
мм.
Момент на ведущем валу – Н×м.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.85) получено:
мПа.
Условие ; мПа является выполненным.
2.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости валов редуктора
Материал для изготовления вала – сталь 45 нормализованная.
Термообработка – улучшение, цементизация и закалка.
Предел прочности принимается равным мПа, определен по ([2], с. 34, таблица 3.3).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба , мПа определяется по формуле (2.86):
(2.86)
где σВ – предел прочности, мПа; мПа; определен по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.86) получено:
мПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений , мПа определяется по формуле (2.87):
, (2.87)
где – предел выносливости при симметричном цикле изгиба, мПа; определен по формуле (2.86).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.86) получено:
мПа.
Сечение А – А представлено на рисунке 2.1.
Диаметр вала в сечении А–А определен 32 мм.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки с соответствующими параметрами:
-
коэффициент концентрации нормальных напряжений kσ, ; определен по ([2], с.165);
-
коэффициент концентрации касательных напряжений kr, ; определен по ([2], с.165).
Масштабные факторы как:
-
; определен по ([2], с. 166);
-
; определен по ([2], с. 166).
Коэффициенты определены как:
-
;определен по ([2], с.163) ;
-
;определен по ([2], с.166).
Крутящий момент определен М=93,5 Н×м.
Суммарный изгибающий момент в сечении А – А определяется по формуле (2.88):
, (2.88)
где ‑ длина шпонки под звездочкой, м; м;
Fе – внешняя сила, Н; Fе=1109 Н; определена по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.88) получено:
Н×м.
Момент сопротивления кручению W, определяется по формуле (2.89):
, (2.89)
где d – диаметр ступени вала в сечении А–А, мм; d=32мм;
b – ширина шпонки, мм; b=10,5 мм;
t1 – глубина шпонки, мм; t1=6 мм; определена по ([2], с.313).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.89) получено:
мм3.
Момент сопротивления изгибу Wнетто, определяется по формуле (2.90):
, (2.90)
где d – диаметр ступени вала в сечении А–А, мм; d=32мм;
b – ширина шпонки, мм; b=10,5 мм;
t1 – глубина шпонки, мм; t1=6 мм; определена по ([2], с.313).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.90) получено:
мм3.
Амплитуда , мПа; и среднее напряжение цикла касательных напряжений , мПа; определяются по формуле (2.91):
, (2.91)
где М2 – вращающий момент, Н×мм; М=93,5×103 Н×мм;
– момент сопротивления кручению, мм3; =3076,36 мм3.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.91) получено:
мПа.
Амплитуда нормальных напряжений , мПа; определяется по формуле (2.92):
, (2.92)
где МА-А – суммарный изгибающий момент, Н×мм; МА-А=14,4×103 Н×мм;
Wнетто – момент сопротивления изгибу, мм3; Wнетто =2076,36 мм3.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.92) получено:
мПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям , определяется по формуле (2.93):
(2.93)
где σ-1 – предел выносливости, мПа; σ-1 =335 мПа; определен по формуле (2.86);
–коэффициент; ;определен по ([2], с.165);
–коэффициент; ;определен по ([2], с.166);
– амплитуда нормальных напряжений, мПа; МПа;
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.93) получено:
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ; определяется по формуле (2.94):
, (2.94)
где τ-1 – предел выносливости, мПа; τ-1 =193 мПа; определен по формуле (2.87);
–коэффициент; ;определен по ([2], с.165);
–коэффициент; ;определен по ([2], с.166);
– коэффициент; ;определен по ([2], с.163);
– амплитуда касательных напряжений, мПа; мПа; определена по формуле (2.91);
– среднее напряжение, мПа. определено по по формуле (2.91).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.94) получено:
.
Результирующий коэффициент запаса прочности S, определяется по формуле (2.95):
, (2.95)
где Sσ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; Sσ=22,8; определен по формуле (2.93);
Sr – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям; Sr=20; определен по формуле (2.94).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.95) получено:
.
Сечение К–К представлено на рисунке 2.1.
Диаметр вала в сечении К–К определен – 32 мм.
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом, определена по ([2],с.166):
-
;определено по ([2], с.165);
-
;определено по ([2], с.165);
-
определен по ([2], с. 163);
-
определен по ([2], с. 163).
Суммарный изгибающий момент в сечении К–К МК–К, мм3 определяется по формуле (2.96):
, (2.96)
где – изгибающий момент в сечении К–К, определен по эпюре ведомого вала.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.96) получено:
мм3.
Осевой момент сопротивления W, мм3 определяется по формуле (2.97):
, (2.97)
где – посадочный диаметр под подшипник, мм; d=35 мм; определен по таблице 2.1.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.97) получено:
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений , мПа определяется по формуле (2.92).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.92) получено:
мПа.
Полярный момент сопротивления Wр, мм3 определяется по формуле (2.98):
, (2.98)
где W – осевой момент сопротивления, мм3; определен по формуле (2.97).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.98) получено:
мм3.
Амплитуда , мПа и среднее напряжение цикла касательных напряжений , мПа; определяются по формуле (2.91).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.91) получено:
мПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям , определяется по формуле (2.93).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.93) получено:
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям , определяется по формуле (2.94).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.94) получено:
.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К–К S, определяется по формуле (2.95).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.95) получено:
.
Сечение Л–Л представлено на рисунке 2.1.
Концентрация напряжение обусловлена переходом от диаметра Ø32 мм к диаметру Ø35 мм при следующих характеристиках:
-
отношениях:
-
;
-
.
-
коэффициентах концентрации напряжения:
-
; определен по ([2], с.165);
-
;определен по ([2], с.165).
-
масштабных факторах:
-
;определен по ([2], с.166);
-
;определен по ([2], с.166).
Коэффициенты определены как:
-
определен по ([2], с. 163);
-
определен по ([2], с. 163).
Суммарный изгибающий момент в сечении Л–Л МЛ–Л, определяется по формуле (2.99):
, (2.99)
где ‑ длина шпонки под звездочкой, м; мм; определена по исходным данным;
Fb – сила действующая на вал, Н; Fb=1109,2 Н; определена по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.99) получено:
Н×мм.
Амплитуда нормальных напряжений , мПа определяется по формуле (2.92).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.92) получено:
мПа.
Амплитуда , мПа и среднее напряжение цикла касательных напряжений , мПа; определяются по формуле (2.91).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.91) получено:
мПа.
Коэффициент запаса прочности , определяется по формуле (2.93).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.93) получено:
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям , определяется по формуле (2.94).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.94) получено:
.
Результирующий коэффициент запаса прочности S, определяется по формуле (2. 95).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.95) получено:
.
Показатели коэффициентов запаса представлены в таблице 2.3.
Таблица 2.3 – Показатели коэффициентов запаса
сечение |
А–А |
К–К |
Л–Л |
коэффициент запаса |
15,03 |
7 |
10,3 |
Во всех сечениях выполняется условие ; определено по ([2], с.162).