zapiska (1041159), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

5.Расчёт валов.

Назначается материал валов сталь 40ХН. Диаметр вала определяется из условия достаточной жёсткости (изгибной и крутильной), за тем вал рассчитывается на статическую прочность и сопротивление усталости.

Принимается допускаемый прогиб вала под установленным на нём зубчатым колесом 0.2 мм, допускаемый удельный угол закрутки 1 град/м.

Прогиб вала определяется графическим вычислением интеграла Мора по правилу Верещагина.

Условие достаточной изгибной жёсткости имеет вид:y≤[y]=0.2 мм

Условие достаточной крутильной жёсткости имеет вид:

ϑ= ≤[ϑ]=1/град м

5.1.Расчёт входного вала.

5.1.1.Расчёт диаметра входного вала из условия достаточной изгибной жёсткости.

Расчёт диаметра входного вала производится при включённом колесе I, так как в этом случае вал подвержен наибольшим нагрузкам.

На рисунке 7.1 приведена эпюра от внешней нагрузки и от единичной силы.

Рисунок 7.1

По правилу Верещагина прогиб определяется следующим образом:

y= *[0.5*51*336400*26+0.5*173*336400*26]=[y]=0.2мм =>

=>J= =6800 мм⁴=>d=19.3 мм

5.1.2.Расчёт диаметра входного вала из условия достаточной крутильной жёсткости.

ϑ= =[ϑ]=1 /град м =>

=>J_p= =275000 мм⁴=>

=>d=40 мм

Диаметр из условия достаточной крутильной жёсткости больше диаметра из условия достаточной изгибной жёсткости =>принимается d=40 мм (величина диаметра из условия достаточной крутильной жёсткости);

5.1.3.Проверочный расчёт входного вала на статическую прочность.

Условие пригодности вала по статической прочности имеет вид:

S_т ≥ [ S_т ] = 1.3 … 2

На входном валу самым опасным сечением является сечение, в котором внутренний изгибающий момент достигает своего максимального значения.

σ=1000*М_изг/W_изг

W_изг = π * d³ / 32=6280 мм³

τ=1000*M_кр/W_кр

W_кр=π * d³/ 16=12560 мм³

σ=53.6 МПа

τ=30.7 МПа

S_тσ = σ_т/σ

S_тτ=τ_т/τ

S_тσ =11.9

S_тτ=12.4

S_т=8.6>2 =>статическая прочность входного вала обеспечена;

5.1.4.Проверочный расчёт входного вала на сопротивление усталости.

Условие пригодности вала по сопротивлению усталости:

S_т ≥ [ S_т ] = 1.5 … 2.5

Расчёт на сопротивление усталости входного вала ведётся в сечение, в котором начинаются шлицы, а внутренний изгибающий момент при этом наибольший.

1) К_D, К_D – коэффициенты снижения предела выносливости;

Значения К_D ,К_D вычисляются по формулам:

К_D = (К_/ К_d+ К_F - 1)/ К_V,

К_D = (К_/ К_d + К_F - 1)/ К_V,

К_, К_ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d, К_d - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F, К_F - коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

_в = 920 МПа

К_D =1.112

К_D =2.09

2)Пределы выносливости в рассматриваемом сечении:

_-1D = _-1/К_D

_-1D = _-1/ К_D

_-1, _-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

_-1D =377.7 МПа

_-1D =110.1 МПа

3) Амплитуды напряжений цикла:

– вал с прямобочными шлицами;

=8850 мм³

= 17700 мм³

_a = _и = 10³*М_Σ/W_изг =37.3 МПа

_а =_m = 10³*Т/(2*W_К)=21.8 МПа

4) Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения:

_D = _/ К_D =0.137

_= 0,1 (Сталь 40ХН)

5) Коэффициентзапаса:

S_ = _-1D/_a=10.1

S_ = _-1D/(_a + _D*_m) =4.5

S = S_*S_/( S_²+ S_²)^1/2 =2.7>2.5=>

=>условие пригодности вала по сопротивлению усталости выполняется;

Таким образом принимается d=40 мм.

5.2.Расчёт промежуточного вала.

Так как на промежуточном валу нету скользящих элементов (синхронизаторов, кулачковых муфт и т.д.), на его работоспособность его собственные прогибы практически не оказывают ни какого влияния, по этому диаметр вала считается из условия достаточной крутильной жёсткости, а затем вал проверяется по статической прочности и сопротивлению усталости.

5.2.1.Расчёт диаметра промежуточного вала из условия достаточной крутильной жёсткости.

J_p= =396000 мм⁴ =>

=>d=45 мм

5.2.2.Проверочный расчёт промежуточного вала на статическую прочность.

Эпюры внутренних изгибающих моментов на первой передаче приведена на рисунке 7.2.

Рисунок 7.2

Из эпюры видно, что самым опасным сечением является сечение по посадочному месту подшипника промежуточной опоры.

W_изг = π * d³ / 32=12265 мм³

W_кр=π * d³/ 16=24530мм³

σ=35.2МПа

τ=22.5 МПа

S_тσ =18.2

S_тτ=16.9

S_т=12.4>2 =>статическая прочность входного вала обеспечена;

5.2.3.Проверочный расчёт промежуточного вала на сопротивление усталости.

Расчёт на сопротивление усталости промежуточного вала проводится в сечение , проходящем по буртику подшипника промежуточной опоры, так как именно в этом сечение внутренний изгибающий момент очень сильно близок к максимальному и плюс буртик является концентратором напряжений.

1) К_D =1.17

К_D =1.36

2)_-1D =459 МПа

_-1D =169.1 МПа

3) =12270 мм³

= 24540 мм³

_a = _и = 10³*М_Σ/W_изг =35.3 МПа

_а =_m = 10³*Т/(2*W_К)=22.5 МПа

4)_D = _/ К_D =0.074

5) S_ = _-1D/_a=13

S_ = _-1D/(_a + _D*_m) =7

S = S_*S_/( S_²+ S_²)^1/2 =6.2>2.5=>

=>условие пригодности вала по сопротивлению усталости выполняется;

Таким образом принимается d=45 мм.

5.3.Расчёт выходного вала.

5.3.1.Расчёт диаметра выходного вала из условия достаточной изгибной жёсткости.

На рисунке 7.3 приведена эпюра внутренних изгибающих моментов для первой передачи от внешней нагрузки и от единичной силы.

Рисунок 7.3

По правилу Верещагина прогиб определяется следующим образом:

y= *[0.5*490900*51*24.7+0.5*490900*173*24.7+0.5*162000*224*14]=[y]=

=0.2мм =>

=>J= =38380мм⁴=>d=30мм

5.3.2.Расчёт диаметра входного вала из условия достаточной крутильной жёсткости.

ϑ= =[ϑ]=1 /град м =>

=>J_p= =841600 мм⁴=>

=>d=55 мм

Диаметр из условия достаточной крутильной жёсткости больше диаметра из условия достаточной изгибной жёсткости =>принимается d=55мм (величина диаметра из условия достаточной крутильной жёсткости);

5.3.3.Проверочный расчёт выходного вала на статическую прочность.

Самым опасным сечением является сечение по середине посадочного места для втулки зубчатого колеса.

W_изг = π * d³ / 32=12265 мм³

W_кр=π * d³/ 16=24530мм³

σ=40МПа

τ=47.9 МПа

S_тσ =16

S_тτ=7.1

S_т=7.1>2 =>статическая прочность выходного вала обеспечена;

5.3.4.Проверочный расчёт выходного вала на сопротивление усталости.

Проверочный расчёт выходного вала на сопротивление усталости проводится в сечение по началу шлицов на валу для посадки втулки с эвольвентными

шлицами, так как в этом сечение внутренний изгибающий момент практически максимален и плю имеется концентратор напряжений в виде прямобочных шлицов.

1) К_D =1.15

К_D =1.17

2)_-1D =321.7 МПа

_-1D =179.5 МПа

3) =20380мм³

=40760мм³

_a = _и = 10³*М_Σ/ W_изг =23.9МПа

_а = _m = 10³*Т/(2*W_К) =28.8МПа

4) _D = _/ К_D =0.086

5) S_ = _-1D/_a=13.5

S_ = _-1D/(_a + _D*_m) =5.7

S = S_*S_/( S_²+ S_²)^1/2 =5.2>2.5=>

=>условиепригодностивала по сопротивлению усталости выполняется;

Таким образом принимается d=55 мм.

5.4.Расчёт вала паразитной шестерни.

Так как длина вала мала, а изгибающий момент, создаваемый силами в зацеплении не будет достигать больших значений, а ,следовательно, не будет создавать напряжения и прогибов вала близких к допустимым. В связи с этим, а также с отсутствием крутящего момента на этом валу, расчет достаточно провести только на смятие:

P- суммарная сила от двух зацеплений, действующих на вал;

В - суммарная ширина двух подшипников;

d=40мм-диаметр вала;

=100МПа – допускаемые напряжения смятия;

=18.5 МПа

6.Расчёт подшипников.

6.1.Расчёт подшипников опор валов.

Расчёт подшипников опор валов производится по приведённой нагрузке. Результатом расчёта является динамическая грузоподъёмность , которой должен обладать подшипник , чтобы он отработал заданный ресурс с вероятностью 90%.

Приведённая нагрузка на подшипник определяется следующим образом:

-доля числа часов работы подшипника на -ой передаче; значения этого коэффициента приведены в таблице 5.2 в разделе ;

-отношение частоты вращения подшипника при данной нагрузке к условной частоте вращения;

Принимается (максимальная частота вращения двигателя).

Минимальная грузоподъемность, которой должен обладать подшипник, что бы он отработал заданный ресурс при заданных нагрузках, определяется по формуле:

где

h=500 ч-ресурс кпп;

- коэффициент характера нагрузки;

- температурный коэффициент;

Характеристики

Список файлов курсовой работы