Уточненный расчет валов

 

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S], где [S]=2,5

 

11.1 Ведущий вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение  

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

   

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

  

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: , , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.

Изгибающий момент (положим x₁=37мм.)

   

Момент сопротивления сечения нетто при d=22мм, b=6, t₁=6.

   

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

   

Момент сопротивления кручению сечения нетто

    

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

   

Коэффициент запаса прочности

   

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

  

     S ≥[S]-условие выполнено

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструкции для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

  11.2 Ведомый вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение  

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

   

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

  

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: , ,                 /1, таб.8.8/;  /1, стр.163 и 166/.          

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /рис.2/

  

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

  

Суммарный изгиб моментов в сечении А-А

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t₁=10

 

Момент сопротивления кручению сечения нетто

    

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

   

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

   

Коэффициент запаса прочности

   

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

  

Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: , ,                 /1, таб.8.8/;  /1, стр.163 и 166/.          

Изгибающий момент

   

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=36мм, b=10, t₁=8

 

Момент сопротивления кручению сечения нетто

    

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

   

  Амплитуда нормальных напряжений изгиба

   

  Коэффициент запаса прочности

   

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

  

 

Результаты поверки:

Сечение	А-А	Б-Б
Коэффициент запаса S	14,05	5,4

 

Во всех сечениях S>[S]

ПОДБОР МУФТЫ

/ 1, таб. 11.5 /  выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): d=35 мм; D=140 мм; тип I.

(по ГОСТ 21424-75, с сокращением)

Муфтами называют устройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачи между ними вращающих моментов сил.

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.

                  

где к=2,5÷3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Т_ном=47,4 Н*м.

                  

Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75

Материал полумуфты – чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки

Заключение.

 

В ходе работы рассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.

Выбрали электродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой         3000 об/мин и номинальной частотой n_дв=2900 об/мин. Провели кинематический расчет в ходе которого определили КПД редуктора η_дв=0,912, угловые скорости, момент и мощность на волах.

Рассчитывая зубчатые колеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние а_w=125 мм, провели проверку на изгиб и кручения.

В предварительном расчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники d_в1=22 мм, d_п1=25 мм, d_в2=35 мм, d_п2=40 мм,        d_к=50 мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A

Определили размеры шестерни и колеса: диаметр d₁=37мм, d₂=203мм; ширина b₁=60мм, b₂=65мм;

Проверили подшипники на долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу  на ведомом валу  

 

Литература.

 

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. -416 с. 

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. – Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.:ил., чурт. – Б.ц.

3.  Оформление конструкторской документации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированию по технической и прикладной механике для студентов всех специальностей./Составитель Глазов А.Н. Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.    

4. Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атлас конструкций редукторов. – учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головное изд-во, 1979.-128с.