Кинематический расчёт привода
Расчёт привода в Автоматизированный системах «Восход», «Кинематик»
Расчет и проектирование зубчатого редуктора
Проектировочный расчет зубчатых передач и валов
Проектировочный расчёт быстроходной ступени в системе «Восход»
Проверочный расчет зубчатых передач
Расчет (выбор) подшипников и уплотнений
Проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания
Результаты расчёта выходного вала в системе «APM WinMachine»
Расчёт ременной передачи
Расчет и проектирование тяговой звёздочки
Навигация
Проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания
Разработка привода цепного транспортера
53433
знака
3
таблицы
16
изображений
2.7 Проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания
Для выходного вала редуктора рассчитаны следующие величины: Т4=601,7 Н·м, n5=57,3 об/мин, ширина колеса: b3=64 мм, предел прочности sв=850 МПа, диаметр вала в месте посадки колеса считаем 55 мм. Диаметр колеса – 256 мм.
Выбираем материал вала сталь 45, улучшенная. [t]=19 МПа, предел текучести sт = 450 МПа, предел прочности sв=750 МПа. Запишем геометрические параметры вала (см. рис. 7): a=60 мм, b=60 мм, c=55 мм, l=a+b=120 мм. Вал нагружен силами Ft=2T/d=2·601,7/0,2425=4962,5 Н, Fa=Ft·tgβ=Ft·tg0˚=0 Н, Fr=Ft·tgα=Ft·tg20˚=1806,2 Н, действующими в полюсе зацепления, и крутящим моментом Т4 на выходном конце муфты.
Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор общего назначения(с. 298[3]):
(2.7.1)
Для Т4=601,7 получим FM=250·24,5=6125 Н.
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 7).
рис. 7 Эпюры нагрузок выходного вала
Рассмотрим реакции от силы Fr, действующей в вертикальной плоскости. Сумма проекций Fr=A1+B1. Сумма моментов относительно опоры А: -Fr·a+B1·l=0. Из последнего равенства получим B1=
=1926,5∙0,5=963,25 Н. Тогда A1=Fr-B1=1926,3-963,25=963,25 Н.
Реакция от сил Ft и FM, действующих в горизонтальной плоскости (FM прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от Ft – худший случай). Проекции сил A2+B2+FM-Ft=0; сумма моментов: -Ft·a+B2·l+FM·(l+c)=0. Тогда рассчитаем: B2=Ft·a/l - FM·(l+c)/l=4962,5·0,5 – 6125·175/120= -6451 Н. Знак «-» значит, что реальная реакция направлена противоположно тому направлению, которое мы выбрали. A2=Ft-FM-B2= 5288,5 Н.
Для построения эпюр крутящих и изгибающих моментов воспользуемся формулами со страницы 298[3].
Момент от радиальной силы
(2.7.2)
Момент от окружной силы
(2.7.3)
Момент от силы на выходном конце вала
(2.7.4)
Рассчитаем эти значения:
Расчёт на прочность. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения (см. рис. ): сечение I-I под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение II-II рядом с подшипником, ослабленное галтелью по формуле
(2.7.5)
где 
- запас сопротивления усталости только по изгибу; (2.7.6)
- запас сопротивления усталости только по кручению;
В этих формулах σа и τa – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а σm и τm – постоянные составляющие. ψσ и ψτ – коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. σ-1 и τ-1 – пределы выносливости. Kd, KF – масштабный фактор шероховатости поверхности; Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концетрации напряжений при изгибе и кручении.
Для первого сечения изгибающий момент
(2.7.7)
Подставим числовые значения и получим
.
Крутящий момент Т=601,7·103 Н·мм.
Напряжение изгиба 
Напряжение кручения 
Определим пределы выносливости по приближённым формулам:
σ-1=0,4 σв=0,4·850=340 МПа; (2.7.8)
τ-1=0,2 σв=0,2·850=170 МПа.
По таблице 15.1[3] Kσ≈1,7 и Kτ≈1,4. По графику (см. рис. 15.5, кривая 2[3]), Kd=0,68. По графику (см. рис. 15.6[3]) для шлифованного вала KF=1. Из рекомендаций (стр. 300[3]) ψσ=0,1 и ψτ=0,05.
При расчёте валов σm=0; σa=M/(0,1d3)=σи=19,35 МПа; τm=τa=0,5τ=9,05 МПа.
Тогда по формулам (2.7.6) получим
Тогда по соотношению (2.7.5) получим 
.
Для второго сечения изгибающий момент 
; крутящий момент Т=601,7 Н·мм.
Напряжение изгиба 
Напряжение кручения 
Принимаем радиус галтели r=2 мм; r/d≈0,03 и находим по таблице 15.1[3] Kσ≈2,3 и Kτ≈1,7. Тогда по формулам (2.7.6) получим 
.
Таким образом, по (2.7.5) 
.
Больше напряжено второе сечение.
Проверяем статическую прочность при перегрузках для второго опасного сечения по формуле:
(2.7.9)
Где σи=M/(0,1d3), (2.7.10)
τ=T/(0,2d3)
Здесь М и Т – изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении при перегрузке.
Предельное допускаемое напряжение [σ] принимают близким к пределу текучести σТ: [σ]≈0,8σT (2.7.11)
При перегрузках напряжения удваиваются, тогда для второго сечения
и 
По (2.7.11) [σ]≈0,8·450=360 МПа. В таком случае по (2.7.9) 
. Условие статической прочности выполняется.
Расчёт на жёсткость. По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба воспользуемся таблицей 15.2[3]. Средний диаметр на участке l (см. рис. 2.7.1) принимаем равным dш=55 мм. Здесь момент инерции сечения
(2.7.12)
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr
(2.7.13)
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:
(2.7.14)
Суммарный прогиб
(2.7.15)
Допускаемый прогиб по рекомендации на стр. 302[3] [y]≈0,01m=0,01·2,5=0,025мм>0,0044 мм. Необходимое условие работы вала – y<[y] – выполняется.
Расчёт на критические колебания. Пределы, в которых не должна находится частота вращения выходного вала:
0,7nкр≤nвала≤1,3nкр (2.7.16)
Значение критической частоты тихоходного вала определяется по формуле:
(2.7.17)
Массу вала определяем по формуле:
(2.7.18)
где ρ – плотность стали (равна 7,8 г/см3), V – объём вала.
Объём вала
(2.7.19)
где dш – диаметр вала под подшипник; l – длина вала.
Вычислим по последней формуле 
. Тогда по (2.7.18) m=2220 г=2,22 кг.
c – динамический прогиб вала определяется из завичимости:
(2.7.20)
Учитывая ранее полученные Е=2,1·1011Па и J=87,6·10-8 мм4, получим 
, откуда по формуле (2.7.17) рассчитаем nкр=13907,5 об/мин. Таким образом, выполняется условие (2.7.16) и вал работает в докритических частотах.
Похожие работы
... зубчатой с шарниром скольжения (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...
военной быстроходной ступенью. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ Проектный расчет. 1. Выбор сечения ремня.Выбираем клиновый ремень узкого сечения УО d1 = 63…100 мм (по номограмме 5.3.). 2. Диаметр ведущего шкива. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива: d1min = 63 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива: d1 = 71 мм. 3. Диаметр ведомого шкива. d2 = d1*u*(1-ε) = 71*2*(1- 0,015) = 140 ...
... выдачи лесоматериалов ЛТ-79А. Внедрение станка по переработке отходов ZRN-51. Далее проведен расчет предложенных мероприятий по повышению технического уровня производства в Пружанском лесхозе по описанной выше методике. Затраты на приобретение трелевочного трактора ТТР-401 представляют собой его балансовую стоимость, которая складывается из оптовой цены трактора и затрат на доставку и равна ...
... обоснование производственных процессов по доставке и раздаче кормов, сбору и обработке продукции, уборке и транспортировке навоза, созданию микроклимата, ухода за животными Для получения конечной продукции на животноводческой ферме крупного рогатого скота необходимо осуществить следующие процессы: кормление животных; поение; доение; уборка навоза; создание микроклимата; уход за животными ...
0 комментариев