Прикладная механика

. В прямозубой передаче при её параметрах и найденных значениях расчетных коэффициентов:

< 427 МПа.

      Недогрузка этой передачи составляет 16,5% , что меньше нормативного показателя в 20% для прямозубых передач и поэтому допустима. 

      3.3.7. Проверка прочности зубьев колес на усталость при изгибе 

      Предотвращение  усталостной поломки зубьев шестерни или колеса от напряжений изгиба гарантируется при соблюдении условия

      

где – окружная сила; – ширина венца шестерни (или колеса); – коэффициент формы зуба, определяемый по табл. П.12 отдельно для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев (или эквивалентного числа зубьев ); коэффициент динамичности нагрузки, который находят по табл. П.11, а коэффициент определяют по формуле (3.11); для прямозубых

для прямозубых колёс  (при  и 87):  4,07  и 3,60. Тогда расчетные напряжения изгиба в основании зубьев колеса и шестерни составят соответственно:

               – для прямозубой передачи:

Условия прочности  выполняются,  поэтому прочность зубьев  на изгиб обеспечивается. 

4. Расчет валов редуктора 

      Расчет  валов редуктора проводится в три этапа:

1) предварительный  (проектный) расчет;

2) расчет  на статическую прочность;

3) уточненный  расчет или расчет на выносливость (усталость).

      Первый  этап расчета вала ставит целью предварительного (ориентировочного) определения геометрических размеров каждой его ступени (диаметров d и длин l отдельных участков), а также расстояний от мест приложения  нагрузок до опор вала в корпусе редуктора.

      Второй  этап заключается в определении изгибающих и крутящих моментов в различных сечениях вала, построении эпюр этих моментов, нахождении опасного сечения и проверке статической прочности вала по 4-ой теории прочности.

      Третий  этап считается основным и выполняется как проверочный для определения расчетного коэффициента запаса прочности s вала в опасных сечениях с учетом циклического характера нагрузки и наличия различных концентраторов напряжений.  

      4.1. Предварительный расчет и конструирование  валов 

      Исходными данными для расчета валов  на этом этапе являются вращающие  моменты  и , передаваемые валами.

      Назначаем материалы валов из числа рекомендуемых: для тихоходного вала примем сталь 45 в состоянии нормализации (σ_Т  = 290 МПа и σ_в = 570 МПа), при этом имеем в виду, что материал для вала-шестерни (быстроходный вал редуктора) был выбран ранее при расчете зубчатых передач. Хвостовики (концевые участки входных и выходных валов) выполняем цилиндрическими. Их диаметр d_х определяем из расчета на кручение при пониженных допускаемых касательных напряжениях [t] = 12…20 МПа по формуле, приведенной в табл. 4.1, с последующим округлением до стандартного значения. Эти и многие другие данные, полученные на этом этапе расчета применительно к выбранной ранее типовой схеме компоновки передачи в редукторе (см. рис. П.4.1), заносим в табл. П.4.1.

           По найденным размерам (включая  размеры зубчатых колес) делаем  эскизную компоновку редуктора  на миллиметровке (в масштабе 1:2), соблюдая порядок выполнения, описанный в п.6. За основу берем  эскиз компоновки цилиндрической зубчатой передачи, приведенный на рис. 4.1: для облегчения дальнейшей работы над составлением рабочих чертежей отдельных деталей привода рядом с обозначением  рассчитанных параметров проставляем в скобках их числовые значения. Затем строим расчетные схемы валов и приступаем ко 2-му этапу: расчету валов на статическую прочность. 

4.2. Расчет валов  на статическую прочность 

     Данный  этап расчета валов базируется на тех разделах курса сопротивления  материалов, в которых рассматривается  неоднородное напряженное состояние; при этом действительные условия работы вала заменяются условными, что приводит к созданию упрощенных расчетных схем. При переходе от реальной конструкции вала к расчетной схеме допускаем схематизацию нагрузок, опор и формы вала, вследствие чего этот расчет также будет приближенным. Расчетные нагрузки, в отличие от действительных, рассматриваем как сосредоточенные, при этом собственным весом валов и расположенных на них деталей пренебрегаем. Подшипниковые узлы заменяем шарнирно-неподвижной (А) и шарнирно-

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рис. П.4.1. Типовая  схема компоновки зубчатой цилиндрической передачи

 в корпусе  одноступенчатого редуктора

Таблица П.4.1 –  Линейные размеры деталей и узлов  редуктора, определяемые на этапе

предварительного  расчета и проектирования валов (к схеме на рис. П.4.1) 

*) – Пункты  требуют согласования расчетных значений со стандартным рядом нормальных линейных размеров.  

      5. Выбор и проверочный  расчет шпонок 

      Для соединения валов с деталями, передающими  вращение, применяем призматические шпонки (см. рис. П.8.1) из стали с временным  сопротивлением , например, из стали 45. Размеры сечения призматической шпонки выбираем согласно ГОСТ 23360-78 по табл. П.13, исходя из диаметров валов в местах их установки; данные заносим в табл. П.8.1. Длину шпонок назначаем из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы присоединяемой детали ( на 5…10 мм).

      Шпонки  рассчитывают на срез по касательным  напряжениям и смятие по нормальным напряжениям, однако проверку проводят только по напряжениям смятия, которые на гранях шпонки не должны превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие

,

где – вращающий момент (в Нмм) на валу диаметром d (мм); = l – b - рабочая длина шпонки, мм; = 100…120 МПа – допускаемые напряжения смятия.

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                   Рис.П.8.1. Соединение призматической шпонкой

 

      Таблица П.8.1 – Результаты проверки шпоночных  соединений на прочность  

 
 

   В конструкции редуктора используются три шпоночных соединения, которые проверяем на прочность. Результаты расчета заносим в табл. П.8.1

      Поскольку , то подбор шпонок успешно завершен. Если это условие не выполняется, то необходимо, либо увеличить длины шпонок, либо поставить две прежние. 
 
 

      Список  использованных литературных источников

1. Иванов М.Н.  Детали машин: Учебник для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб.  – М.: Высшая школа, 1991. – 383 с.

2. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование  узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. cпец. вузов – М.: Высшая школа, 1985. – 416 с.

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

4. Курсовое  проектирование деталей машин:  Учебное пособие для техникумов/А.Е.  Шейнблит – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.