Моменты относительно оси Y:
МС = 0 Нм;
МК = -· l4 = -5481 · 85 · 10−3 = -274 Нм;
МD1 = -· (l4 + l5) +Ft2 · l5 = (-5481 · (85+85) +4900*90) · 10−3 = -303 Нм;
МL =0
МL =-· (l4 + l5 + l6) +Ft2 ·(l5+ l6) + · l6 =
= (-5481 (260) +4900 · (85+90) +4912 · 90)*10−3= 0 Нм;
Моменты относительно оси X:
Мx = Ft2 = 4900· · 10−3 = 1179
Нм;
Суммарный изгибающий момент:
Нм;
=303 Нм;
Рис. 5 Эпюра изгибающих моментов на выходном валу
Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения Механическая характеристика материала ведомого вала.
Марка стали Диаметр заготовки, мм, не более Твёрдость НВ, не ниже Механические характеристики, Коэффициенты
40X любой 270 900 750 450 410 240 0,05 0.1
В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при воздействии максимальных нагрузок:
Коэффициент перегрузки по таблице 19.28 (Дунаев стр. 510)
=2.7
Моменты сопротивления сечения вала
Нормальные касательные напряжения в рассматриваемом сечении:
— диаметр вала в опасном сечении.
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
;
;
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений
(минимальное допустимое значение общего коэффициента запаса текучести.
Следовательно, статическая прочность вала в сечении обеспечена.
Расчет на сопротивление усталости.
=
и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения Величина их соответственно равны: 0.7 (таблица 12.13)
— эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
— коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.
— коэффициенты влияния качества поверхности.
— коэффициенты влияния поверхностного упрочнения
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении :
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:
моменты сопротивление, сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3
Тогда
Расчетный коэффициент запаса прочности:
; S = > ,
где — допускаемый запас усталостной прочности.
Условие усталостной прочности выполняется.
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонка призматическая Проверка шпоночных соединений по критерию сопротивления смятия боковых поверхностей шпонки:
где Т — передаваемый момент, Нм;
d — диаметр вала, мм;
h- высота шпонки, мм;
-глубина паза вала, мм;
— расчетная длина шпонки (см. рис. 8.);
МПа допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице).
Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу, под муфту:
= 68МПа;
Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу, под колесо:
= = 149 МПа;
Расчетное сопротивление смятия, на хвостовике ведомого вала:
= 164 МПа;
Рассчитанные значения удовлетворяют допускаемым значениям Параметры принятых призматических шпонок (ГОСТ 2360−78).
Размеры в мм
D Диаметр вала d Сечение шпонки Фаска Глубина паза Свыше До b h Вала t1 Ступицы t2 36 30 38 10 8 0,4−0,6 9 5.4 50 50 58 16 10 0,4−0,6 6 4.3 40 38 44 12 8 0,4−0,6 5 3.3
Проверка долговечности подшипников на ведомом валу
Ведомый вал Определение суммарных реакций в подшипниках
= Н;
= Н.
R = mах {RС; RD}= mах{ 5551; 4990 }= 5551 Н.
Для опор С и D приняты шариковых радиальные подшипники 412:
С= 85 600 Н — динамическая грузоподъемность;
Приведенная динамическая нагрузка на опоры C и D, (для радиальных подшипников):
РЕ = R ∙ V ∙ КТ ∙ KБ, РЕ =5551∙ 1,0 ∙ 1,0 ∙ 1,3 = 7216 Н Расчетный срок службы подшипника:
Lh=0,75 ∙ ∙ = 27 424 часов > 8 000 часов.
Расчетный срок службы подшипников удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.
Расчёт основных размеров корпуса редуктора Толщина стенки корпуса редуктора:
δ =
δ = .
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,02 ∙ аw + 1 ≥ 8,
δ1 = 0,02 ∙ 260 + 1 = 6,2 мм, принято δ1 = 12 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1,5 · δ1,
b = 1,5 · 12 = 18 мм.
Толщина нижнего фланца крышки:
b1 = (1…1.5)· δ,
b1 = 1 · 45 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
p = (2…2.35) ∙ δ,
p = 2 ∙ 12 = 24 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
m = (0,85…1) ∙ δ,
m = 1 ∙ 12 = 12 мм.
Толщина рёбер крышки:
m1 = (0,85…1) ∙ δ1, m1 = 1 ∙ 12 = 12 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = (0,03…0,036) · аw + 12, d1 = 0,03 · 260 + 12 = 19 мм, принимаем 20 мм.
Диаметр болтов соединяющих верхнюю и нижнюю части корпуса:
d2 = (0,7…0,75) · d1, d2 = 0,7 · 19 = 13 мм, принимаем 14 мм.
Диаметр болтов, соединяющие крышки подшипникового узла:
d3 = (0,5…0,6) · d1, d3 = 0,5 · 19 = 9 мм, принимаем 10 мм.
Список литературы
1. В. И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. — М.: Машиностроение, 1979.
2. И. А. Биргер. Расчёт на прочность деталей машин. — М.: Машиностроение, 1979.
3. П. Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высшая школа, 2000.
4. В. Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин. — Л.: Машиностроение, 1983.
5.Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В. Н. — М.: Машиностроение, 1984.
6. Г. Н. Попова, С. Ю. Алексеев. Машиностроительное черчение. Справочник. — Л.: Машиностроение, 1986.
7.Детали машин. Атлас конструкций. Под. ред. Д. Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1983.
8. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М., Ицкевич Г. М., Козинцов В. П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
9.Д. В. Чернилевский. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. М.: Машиностроение, 2003.
Кафедра КГМ и ТМ Детали машин и основы конструирования Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора
Югансон А.И.
Фокин А.С.
Детали машин и основы конструирования
