Привод с червячной передачей (стр. 4 из 5)
2 - е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
3 - е с е ч е н и е
Mx1 = =
= -115231,765 H x мм
Mx2 = =
= 6306,475 H x мм
My1 = =
= 146729,04 H x мм
My2 = =
= 146729,04 H x мм
M1 = = = 186568,408 H x мм
M2 = = = 146864,505 H x мм
4 - е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
10.4 Эпюры моментов 2-го вала
 | |||
 | |||
 | |||
 | |||
| My, Hxмм |
| MS = |
| Mкр(max) = Ткр, Hxмм |
| Валы | Подшипники | |||||
| 1-я опора | 2-я опора | |||||
| Наименование | d, мм | D, мм | Наименование | d, мм | D, мм | |
| 1-й вал | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7609 средней широкой серии | 45 | 100 | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7609 средней широкой серии | 45 | 100 |
| 2-й вал | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии | 55 | 120 | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии | 55 | 120 |
12 Уточненный расчёт валов
12.1 Расчёт 1-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 34874,135 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 xsb = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 xs-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2 - е с е ч е н и е.
Червячный вал порверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=80мм, da1=96мм, df1=60,8мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
Jпр =
913505,094 мм 4
(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')
Стрела прогиба:
f =
0,0089 мм,
где l = 380 мм - расстояние между опорами червяка; Fx=759,614H, Fy=1281,474H - силы, действующие на червяк; E=2,1 x 10 5 Нxмм 2.
Допускаемый прогиб:
[f] = (0,005...0,01) x m = 0,04...0,08 мм.
Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как
f £ [f]
4 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 32 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = , где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = 0,5 x 2,973 МПа,
здесь
Wк нетто =
5864,451 мм 3
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 27,538.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x .
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x 2,5 x 18674,618 Нxмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = 14,548 МПа,
здесь
Wнетто =
2647,46 мм 3,
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 10,933.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 10,161
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kпxsэкв. = Кпx£ [sст.] , где:
[sст.] = 176 МПа, здесь
sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 1,2 x = 18,519 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
12.2 Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 552391,645 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 xsb = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 xs-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
3 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss =
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = 12,189 МПа,
здесь
Wнетто =
15306,85 мм 3,
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = 0,269 МПа, Fa = 759,614 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 12,136.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = 7,564 МПа,
здесь
Wк нетто =
36512,601 мм 3,
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;