D_L_Kurs_1 (538377), страница 29
Текст из файла (страница 29)
Величина перегрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так, при наличии предохранительной муфты величина перегрузки определяется моментом, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. В расчете используют коэффициент перегрузки Кп — — Т .„~ 1Т, где Т,„--максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); Т вЂ” номинальный (расчетный) вращающий момент.
Общие пластические деформации в период действия кратковременных перегрузок будут отсутствовать, если возникающие прн этом напряжения не будут превышать предел текучести материала. В расчете определяют коэффициент запаса прочности по текучести ок ~т= ~а ~*« где о — предел текучести материала вала (табл. 12.7); Кп коэффициент перегрузки; о,„, — эквивалентное напряжение Г~~ мг о эвв где М = ' М „'+ М~в — результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н мм; М-= Т вЂ” крутящий момент, Н мм; И' --осевой момент сопротивления сечения вала, ммз.
допустимые значения для коэффициента запаса прочности по текучести 1от 1=1,3 ... 1,6. Расчет на сопротивление усталости. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет производят в форме проверки коэффициента 209 8 Заказ 3385 х) Ь Ь а) (е,)р (ь,)р Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении определяют по формулам: М М„ о = о„=- —; т = т /2 = — "-, а ~ а к Рис. 12.16 210 Рис. 12.15 запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности 5 и сравнивают его с допускаемым значением 15), принимаемым обычно 1,3...2,1: где 5, и 5,— коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям: (е, )р (ь, )р ск,+(к)к.)р.кк„' ' Н.1-(Ф,)р т ' где о, и т,— амплитуды напряжений цикла; о и т — средние напряжения цикла.
В расческах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: о,=ои и о =О, а касательные напряжения по отнулевому циклу: т,=т„12 и т =т„12. Влияние асимметрии цикла изменения т обычно незйачительно (ф,=О ... 0,05). Тогда ми= 'М!;-М! — р у ру щг а М ЛՄ— крутящий момент; И' и И'„— осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала. Формулы для определения моментов сопротивления: для сплошного круглого сечения диаметром Р 1):= — "РЗ )4 = — "РЗ 32 ' " 16 для полого круглого сечения (рис. 12.15,а) (,у'14 где ~и=1 — ~ — ) — коэффициент пересчета (табл.
12.8); ~) Таблица12.8 4721 0,4 0,42 0,45 0,48 0,5 0,53 0,56 0,6 0,63 0,67 0,71 0,974 0,969 0,959 0,947 0,938 0,921 0,90! 0,87 0,842 0,8 0,747 для шлицевого вала (рис. 12.15,б) а Ы~~-Ьг(!7 — И)(!3Ч-Ы) 32О Г'+Ь:)73-4) (7ЭЧ-4)а 16Р Таблица 129 т=1,0 мм и=2 мм я=2,5 мм я=1,5 мм о, мм И', мм~ я', мм' И', мм И; мм' 630 856 1289 184! 2288 2802 3715 4795 5625 18 20 24 26 28 30 34 36 38 211 20 22 25 28 30 32 35 38 40 42 45 50 55 60 65 70 75 80 12 14 16 18 18 20 22 24 26 26 28 32 36 38 572 779 1183 1708 2127 2627 3496 4538 5332 6213 7722 10760 14490 18895 12 14 14 16 !8 18 20 22 24 26 28 32 34 36 38 1576 1995 2445 3292 4295 5042 5921 7360 10315 13940 18300 23540 29720 36850 45000 !2 14 14 !6 16 18 20 22 24 26 28 30 3079 4071 4776 5629 7008 9847 !3370 !7650 22750 28760 35750 43780 для вала с одной призматической шпонкой 1рис.
12.15,в) а 13 ЬЬ12й-Ь)' 32 1 ба' 3 ЬЬ!га-В)' 16 !бе! Значения моментов сопротивления приведены: для сечений с звольвентными шпицами по ГОСТ 6033 80 в табл. 12.9; с прямобочными шлицами по ГОСТ 1139--80--в табл. 12.10; с пазом для призматической шпонки по ГОСТ 23360 78 — в табл. 12.11. Таблица 12.10 Серия д мм ерелняя я !Рмм О, мм И', мм' И ммз ь, мм О, Ь, мм мм Таблица ! 2.1! и', мм' И'„, мм' И; мм' И;, мме Н, мм Ьха, мм Ьха, мм д мм 20 21 22 бхб 655 770 897 14х9 1440 1680 1940 45 48 50 7800 9620 109!6 16740 20500 23695 24 25 26 28 30 8х7 1192 1275 1453 1854 2320 2599 2810 3180 4090 4970 16х 10 53 55 56 !2869 14510 15290 28036 30800 33265 60 63 18 х!1 18760 21938 40000 4741! 32 34 36 38 1О х 8 2730 3330 4010 4775 67 70 71 75 5940 7190 8590 10366 20х12 26180 30200 31549 37600 56820 63800 68012 79000 80 22 х !4 45110 9727! 212 18 21 23 26 28 32 36 42 46 52 56 62 72 82 26 б 30 6 32 7 36 6 40 7 46 8 50 9 58 10 62 10 68 12 78 12 88 12 б б 6 3 8 8 8 8 8 8 10 1О 1367 1966 2480 3630 5130 3000 !0460 15540 18940 25800 40300 57800 22 25 28 32 34 38 42 48 54 60 65 72 82 92 4 5 6 6 7 б 7 8 9 10 1О !2 12 12 6 6 б 6 б 8 8 8 8 8 8 8 10 10 741 !081 1502 2100 2660 3870 5660 84!О 11500 16130 19900 27600 43000 60500 23 26 29 32 35 40 45 52 56 60 65 72 82 92 2,5 3 4 4 5 5 б 7 5 5 6 7 6 10 !О 10 1О !О 10 10 10 10 16 1б 16 !6 20 790 1131 1650 2190 2720 4!90 5710 8220 11900 16120 19900 27600 42300 56600 Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении (о !)р — — — ', (т !)р —— (к;)л' (к,)а' где о ! и т,— пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.
12.7); (К,)„и (К,)р — коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала. Значения (К,)л и (К,)р находят по зависимостям: (К.),= ~.+К,— 1 — '; (К,),= ~~+К,— 1 где К, и К, -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений; К„ †коэффицие влияния абсолютных размеров поперечного сечения (см. табл. 12.12); Кг †коэффицие влияния шероховатости (см. табл. 12.13); К, коэффициент влияния поверхностного упрочнения (см. табл. 12.14). Если поверхность вала не упрочняется, то К.= 1. Числовые значения коэффициентов К, и К, приведены в таблицах: в ступенчатом переходе с галтелью (рис.
12.16, а,б,л) †та. 12.15, в месте шпоночного паза †-табл. 12.16, для шлицевых и резьбовых участков валов табл. 12.17. Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения К,!'К„ и К,!'К„(см. табл. 12.18). Таблица 12.12 Таблица ! 2.! 3 213 Таблица 12.!4 При действии в опасном сечении нескольких источников концентрации напряжений учитывают наиболее опасный из них (с наибольшим отношением К,7К, или К, К,) Таблица 12.15 К, при пм Н/мм2 500 700 900 !200 К, при пм Н/мм2 Пп 700 900 !200 1,55 1,6 1,65 1,7 1,8 1,9 2,0 2,15 1,8 1,95 2,05 2,25 1,75 1,9 2,0 2,2 2,6 2,4 0,01 2,! 2,25 2,35 2,50 0,02 2,15 2,3 2,45 2,65 2,2 2,1 2,3 2,4 2,15 2,25 Таблица 12,16 214 2 0,01 0,02 0,03 0,05 3 0,01 0,02 0,03 1,9 2,0 1,95 2,1 1,95 2,1 2,1 2,2 2,2 2,4 2,25 2,45 1,4 1,55 1,55 1,55 1,55 1,6 1,65 1,4 1,6 1,6 1,6 1,б 1,7 1,7 1,45 1,65 1,65 1,65 1,65 1,75 1,75 1,45 1,7 1,7 1,75 1,75 1,85 1,9 Таблица 12.17 Та б л и ца 12.18 ГЛАВА 48 ПРИМЕРЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ РЕДУКТОРОВ В гл.
3 приведены рекомендации по расчету зубчатых (цилиндрических, конических) и червячных передач, разработке компоновочных схем редукторов. Ниже даны примеры дальнейшей разработки конструкции, выполнения необходимых для этого расчетов. $ Н КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА Компоновочная схема редуктора приведена на рис. 3.11. Выполняем шестерню за одно целое с валом. Так как производство мелкосерийное, примем форму колеса по рис. 4.1,6: аст=80 мм; 1ст=34 мм; 5=6 мм.
Примем, что вращающий момент Т=215,3 10' Н мм передается с колеса на вал соединением с натягом. Для подбора посадки примем материал вала — сталь 45 (о,,=650 Н/мм~). Материал колеса — сталь 40Х (ат,=750 Н1мм'). Сборка осуществляется нагревом колеса (температурным деформированием). Используем методику подбора посадок с натягом, изложенную в 8 3 гл 5. Среднее контактное давление.
На конце вала установлена звездочка цепной передачи. Тогда коэффициент запаса К=3,5. Коэффициент сцепления при сборке температурным деформированием 1'=0,14. Тогда 2КТ 2 3,5.215,3 1О' Ы~IГ х 482 34 О 14 Деформация деталей. Вал сплошной — 4(,=0, =48 мм. Зубчатое колесо выполнено без ступицы в виде диска. Принимаем, ориентируясь на делительный диаметр колеса, 41 ж!74 мм.
Модули упругости Е, =Е = = 2,1 10' Н1'мм', коэффициенты р, = р, =0,3 (см. с. 95). Тогда 1 — (и 14)' 216 ( 48 )' ! 174/ 1 Е, Е~~)~ 21 Ю' 2,! 1О'( Поправка на об матис микронеровностей. Предполагая предварительно, что точность изготовления вала и отверстия в колесе будет соответствовать 8-му квалитету, по табл. 16.2 принимаем Яа, =0,8 мкм, Яа = 1,6 мкм. Тогда поправка и = 5,5(Аа, + Аа,) = 5,5(0,8+ 1,6) = 13,2 мкм. Поправку на температурную деформацию в местах установки зубчатых колес не подсчитывают, принимая Л1=0. Минимальный потребный натяг '(М~„,„=Л+и+Л1=21,6+13,2+0=34,8 мкм.
Максимальный натяг. Максимально допустимое давление определяется по менее прочному материалу: для сплошного вала (с/,=О): !/7) .„„,=о,,=650 Н/ммт; /,7'1'1 для колеса [р),„,=0,5от, 1 — ) — 7! ~=0,5 750 !в ~2 /481 1 — — = 346 Н/ммз. Максимально допускаемая деформа- !1 174 ) ция деталеи (Л3 ..=(Р) „-=-346 ' =17! мкм. '*Р Максимально допустимый натяг (Л!),„< (Л3,„+и= 171+ 13,2 = 184,2 мкм. Выбор посадки. По табл. 5.3 находим, что посадка Н7/16, для которой %,„=35 мкм и Ж,„=64 мкм, удовлетворяет условиям (5.1) и (5.2) Температура нагрева колеса.
Для диаметра Ы= =48 мм У„=10 мкм. Коэффициент линейного расширения для стали и=12 10 ' !/* С. 1=20" + '* ' '"=20" + — =148,5' С, 48 что является допустимым. Расчет шпоночных соединений. Для передачи вращающего момента Т=215,3 Нм с вала на звездочку применим 217 шпоночное соединение. Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной )=54 мм. Ы,„=с( — 0,05)= 36-0,05. 54 = 33,3 мм.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
