Навигация
3.1.2 Проектный расчет валов
Проектный (приближенный) расчет валов производят на стадии эскизного проекта, т.е. при компоновке редуктора на миллиметровке. Целью этого расчета является предварительное определение размеров отдельных ступеней вала. Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:
d = (0,8-1,2)dэ , (3.1)
dп ≥ d +2t , (3.2)
dБп ≥ dп +3r , (3.3)
где d, dп, dБп – диаметры отдельных участков вала, мм;
t – высота буртика, мм;
r – координата фаски подшипника, мм.
Высоту буртика t и координату фаски подшипника r принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности [1].
d = (0,8-1,2) ּ16= 12,8-19,2 мм. Назначаем d = 14 мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.2)
dп ≥ 14+2 ּ 3 = 20мм. Назначаем dп = 20 мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.3)
dБп ≥ 20+3 ּ 1,5= 24,5 мм. Назначаем dБп = 24 мм.
3.1.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов производят после того как окончательно разработана их конструкция и уточнены размеры.
По чертежу вала составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах. К балке прикладываем все внешние, силы нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной). При расчете принимаем, что насаженные на вал зубчатые колеса передают силы и моменты валу на серединах ступиц. Численное значение усилий берем из расчета передач.
После составления расчетной схемы определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящего момента. По этим эпюрам предположительно намечаем опасные сечения. Обычно таковыми являются сечения с максимально суммарным сгибающим моментом. Опасными являются сечения с наименьшими диаметрами и места с неблагоприятными концентратами напряжений.
Плоскость YOZ(вертикальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0; (3.4)
+Fr ּ 39 - RB ּ 74- Fa ּ 18=0;
RB=
Подставляя радиальное усилие Fr=0,068кН и Fa=0.040кН получим
RB=0,026кН.
ΣМb = 0, (3.5)
RА ּ 74-Fr ּ 35-Fa ּ 18=0;
RА = 
Подставляя радиальное усилие Fr = 0,49 b Fa=0.040кН получим RА = 0,042 кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мх (Z).
Сечение1-1: Мх = RА ּ Z, (3.7)
Точка А: Z= 0, Мх = 0.
Точка С: Z= 39 мм, Мх = 0,096 ּ 39 = 1,638 Нм.
Сечение 2-2: Мх = RВ ּ Z, (3.8)
Точка В: Z= 0, Мх = 0
Точка С: Z= 35 мм, Мх = 0,108 ּ 35 = 0,91
Плоскость XOZ (горизонтальная).
Определяем реакции в опорах.
Реакцию Rв определяем по формуле (3.4)
Ft ּ 39- Rв ּ 74 =0
Подставляя окружное усилие Ft = 0,204 кН получим
Rв = 
=0,108кН
Реакцию RА определяем по формуле (3.5)
Ft ּ 35- RА ּ 74 =0
RА = 
=0,096 кН
Строим эпюру изгибающих моментов МY (Z).
Сечение 1-1: изгибающий момент МY определяется по формуле (3.7)
Точка А: Z= 0, МY = 0
ТочкаС: Z= 39, МY= 0,096 ּ 39=3,7Нм
Сечение 2-2: МY = RВ ּ Z, (3.9)
Точка В: Z= 0, МY = 0
Точка С: Z= 35, МY=3,7Нм.
Опасным является сечение по шестерне (рис.3.1).
На прокатке установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение. Статическое разрушение наблюдается в основном от действия случайных кратковременных перегрузок. Поэтому расчет валов на усталостную прочность является основным.
Проверочный расчет на усталостную прочность является наиболее точным, но одновременно и очень трудоемким если еще проверяется не одно, а несколько опасных сечений. Поэтому в практике проектирования часто применяют упрощенный расчет. Суть этого расчета состоит в том, что по известным номинальным напряжениям в опасном сечении можно установить будет ли удовлетворяться условие усталостной прочности.
Уточненный расчет производить нет необходимости если выполняется условие
σэ ≤ 
, (3.10)
где σэ – эквивалентное напряжение, МПа;
σ-1 – предел выносливости, МПа;
ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
Kv- коэффициент влияния упрочнений, вводимый для валов с поверхностными упрочнением;
Кσ – коэффициент концентрации напряжения.
Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению:
σэ = 
, (3.11)
где σ – номинальные напряжения изгиба;
τ – напряжения кручения.
σ =
, (3.12)
τ =
=
, (3.13)
Подставляя изгибающий момент Мх = 1,638 Нм, Му = 3,70 Нм и диаметр d = 18,56 мм в выражение (3.12) получим
σ =
=0,86 МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 3,67 Нм и диаметр d = 36 мм в выражение (3.13) получим
τ = 
= 0,39 МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)
σэ =
= 1,09 МПа.
Предел выносливости для Ст. 45 σ-1 = 410МПа [2].
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ε= 0,86 [1].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.
Коэффициент концентрации напряжения Кσ = 1,7 (табл.6.4) [1].
Kv=2, [1] для закалки ТВЧ
Проверяем условие (3.10)
1,09≤
1,09≤207.МПа
Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
3.2 Расчет промежуточного вала
3.2.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления промежуточного вала назначаем Ст. 45, улучшение. [σв]=900МПа, [στ]=750МПа
3.2.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам:
dк ≥ (6-7)
, (3.14)
dбк ≥ dк +3 ּ f , (3.15)
dп = dк –3 ּ r , (3.16)
dбп ≥d п +3 ּ r , (3.17)
где Тпр – крутящий моментна промежуточном вале, Нм;
dк, dбк, dп, dп – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Тпр = 35,01 Нм в выражение (3.14) получим
dк ≥(6-7) 
= 12,4-14,5 мм.
Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм.
Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм.
Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм.
Назначаем dбп = 25 мм.
Похожие работы
... – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения. 1. Определение сил в зацеплении закрытых передач. В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°. а) на колесе: 1.1 Окружная сила Ft2, Н: Ft2= где T2 ...
... валиками (индекс М), шаг : д)конструктивные особенности: на валу установлена одна звёздочка для тяговой пластинчатой цепи; приводной вал конвейера соединён с выходным валом редуктора посредством горизонтально расположенной цепной передачи; е) расчётный срок службы; ж) кратковременная перегрузка ; з) номер типового режима нагружения - 2. 10.1 Предварительная разработка конструкции ...
... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где: – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...
... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те
0 комментариев