Ориентировочный расчет вала

Диаметр входного конца вала

мм;

МПа.

Учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, принимаем диаметр входного конца вала d _к=30 мм согласно ГОСТ 6639–69 на нормальные линейные размеры, предпочтительнее по ряду (таблица А.1).

Остальные размеры вала, исходя из схемы компоновки, приведены на рисунке 5.

Расчет на статическую прочность

Опорные реакции в плоскости YOZ от сил и :

,     

Н,     

, Н.

Опорные реакции в плоскости XOZ от сил и F_p:

,

Н,

,

Опасными расчетными сечениями данной схемы вала являются сечения 2, 3 и, например, сечение 5 как имеющее ступенчатый переход с галтелью около подшипника.

Рассмотрим сечение 2.

Изгибающий момент в плоскости YOZ от сил и в этом сечении (индекс указывает на номер сечения)

 Нм,                

в плоскости XOZ от сил и F_p

 Нм.

Результирующий (суммарный) изгибающий момент

 Нм.

Рисунок 5 – Схема к расчету вала червяка

 

Нормальные и касательные напряжения

=12,3 МПа,

МПа,

мм³ [8],

мм².

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

,

.                               

Общий коэффициент запаса прочности

,

– коэффициент перегрузки из каталога на электродвигатели ( ).

Расчет на усталостную прочность (на выносливость)

Амплитудные напряжения цикла

 МПа,

МПа при нереверсивном вращении.

Средние напряжения цикла

МПа,

МПа – при нереверсивном вращении.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для нарезки витков червяка (таблица А.12)

; .

Коэффициенты, учитывающие масштабный фактор (влияние абсолютных размеров поперечного сечения) (таблица А.6)

; .

Коэффициенты влияния качества обработки поверхности при МПа по таблице А.7 при мкм (таблица А.16) или по формулам [1]

,

.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения  (поверхность без упрочнения – таблица А.8).

Значения коэффициентов  и

,

.

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений

,           

.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

,

.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Коэффициенты и значительно превышают значения допускаемых коэффициентов запаса.

Остальные опасные сечения 3 и 5 проверяются аналогичным образом. При этом сечение 3 проверяется по аналогии с сечением 1 примера 2.3 с учетом посадки с натягом подшипника на вал. В сечении 5 в отличие от сечения 3 фактором, влияющим на сопротивление усталости, является ступенчатый переход с галтелью около подшипника, влияние которого учитывается  эффективными коэффициентами концентрации напряжений (таблица А.9). Расчетным диаметром является диаметр под подшипником .

3.2. Промежуточный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора по развернутой схеме (рисунок 6)

Исходные данные

Крутящий момент на валу T₂ = 318,0 Нм; число зубьев колеса быстроходной ступени z_2Б = 110; число зубьев шестерни тихоходной ступени z_1Т = 43; модули зубьев ступеней m_Б = m_Т = 2 мм; угол наклона зубьев быстроходной ступени β_Б = 9º41'47"; то же тихоходной ступени β_Т = 8º32'57". Расчетная схема вала на рисунке 6 соответствует промежуточному валу редуктора по схеме на рисунке 3.

Определим начальный диаметр колеса быстроходной передачи

мм     

и начальный диаметр шестерни тихоходной передачи

мм.

Определим силы в зацеплениях:

а) окружная сила на колесе

Н;

б) радиальная сила на колесе

Н;

в) осевая сила на колесе

Н;

г) окружная сила на шестерне

Н;

д) радиальная сила на шестерне

Н;

е) осевая сила на шестерне

Н.

           

Рисунок 6 – Схема к расчету промежуточного вала цилиндрического двухступенчатого редуктора по развернутой схеме

Примечание – При выполнении расчетов цилиндрических передач на прочность вручную или с применением пакета программ для ЭВМ, разработанным на кафедре, геометрические характеристики и силы в зацеплении находятся в результате расчета передачи, и вычислять их по приведенным выше формулам не требуется.

Материал вала–шестерни сталь 40Х по ГОСТ 4543–71 улучшенная с механическими характеристиками (таблица А.2):

МПа; МПа; МПа; МПа; МПа.

⇐ Предыдущая1234567Следующая ⇒

Поделиться: