Материал: Записка по Курсовому
-8,61*10-5
[
] = 0.01 рад
в горизонтальной плоскости, также совершив дважды интегрирование:
-3,79*10-5
[]=0.01рад.
3,11*10-5
[]
= 0.01рад
т.е. условие жесткости выполнено
4.8.2 Определим прогиб вала под шестерней
в вертикальной плоскости
-1,06*10-4
в горизонтальной плоскости
-2,28*10-3
Суммарный прогиб вала
у= 0,01*m =0,01*2,25 = 22,5*10-3
т.е. условие жесткости выполнено
4.8.3 Допускаемый относительный угол закручивания
=1,74*10 –5 рад/мм
Относительный угол закручивания
2,37*10-6
[’
]
, т.е. условие жесткости выполнено.
Здесь G = 8*104 Н*мм2 - модуль упругости 2-го рода,
251200 мм4
полярный момент инерции в сечении под
подшипником
Т= 76400 Н*мм - крутящий момент на валу.
5. Расчет промежуточного вала
5.1 Определим реакции в опорах:
=
-420 Н
-550
Н
3180
Н
3463
Н
5.2 Определим суммарные реакции в опорах:
5.3 Построим эпюру суммарного изгибающего момента, определим опасное сечение и подсчитаем величину приведенного момента:
где
-
коэффициент приведения для реверсируемых
передач,
Т= 222370 Н*мм – крутящий момент на промежуточном валу,
193380
Н*мм – величина максимального изгибающего
момента.
5.4 Определим допускаемые напряжения изгиба при симметричном цикле:
5.5 Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:
36,2
Полученное значение увеличим на 10% и округлим до ближайшего большего стандартного.
Спроектируем вал, исходя из следующих особенностей:
Диаметр вала под подшипником должен быть не менее аналогичного диаметра быстроходного вала;
При близких значениях диаметра вала под шестерней тихоходной передачи и диаметра окружностей впадин шестерни шестерня выполняется заодно с валом.
6. Расчет тихоходного вала
6.1 Определим опорные реакции:
1750
Н
2920
Н
635
Н
1060
Н
6.2 Определим суммарные реакции в опорах:
6.3 Построим эпюру суммарного изгибающего момента, определим опасное сечение (под колесом тихоходной передачи) и подсчитаем в этой точке величину приведенного момента для учета совместного действия изгиба и кручения:
здесь Т = 431486 Нмм – крутящий момент в рассчитываемом сечении;
= 1.0 - коэффициент приведения касательных напряжений кручения
к нормальным напряжениям изгиба при часто реверсируемых нагрузках.
6.4 Определим допускаемые напряжения материала вала на изгиб по симметричному циклу:
Н/мм2.
6.5 Из условия прочности на изгиб с кручением определим расчетный диаметр вала в опасном сечении:
=
46,5 мм.
Спроектируем вал. Определим основные размеры:
=
55 мм – диаметр вала под колесом;
=
50 мм – диаметр вала под подшипником:
=
45 мм – диаметр вала на выходе.
6.6 Расчет вала на усталостную прочность
Коэффициент запаса усталостной прочности:
,
где
- коэффициент запаса усталостной
прочности по напряжениям изгиба;
-
коэффициент запаса усталостной прочности
по напряжениям кручения.
В этих формулах:
,
- пределы выносливости материала вала
при симметричном цикле изменения
напряжений по нормальным и касательным
напряжениям соответственно (
,
)
;
и
- эффективные коэффициенты концентрации
напряжений при изгибе и кручении;
и
- масштабный фактор и фактор качества
поверхности;
и
- коэффициенты, характеризующие
чувствительность материала вала к
ассиметрии цикла;
и
- амплитуда и среднее значение цикла
изменения нормальных напряжений изгиба.
и
- амплитуда и среднее значение цикла
изменения касательных напряжений
кручения.
Поскольку напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, то
,где
Ми
– изгибающий момент в рассматриваемом
сечении; Wинетто
– момент сопротивления изгибу в
рассматриваемом сечении:
.
Для
реверсируемых валов принимают
, где
Т – крутящий момент в рассматриваемом сечении;
-
полярный момент сопротивления кручению.
-
эффективный диаметр вала, ослабленного
шпоночным пазом.
-
глубина паза .
Сечение 1 – под колесом, концентратор напряжения – шпоночный паз.
176970
Нмм; Т = 431486 Нмм;
2.01 ,
1.88
55
;
0,7 ,
0.93 ,
0.15 ,
0.05.
13760
мм3
;
27530
мм3.
Н/мм2.
Н/мм2.
=
7,05
=
2,95
=
2,7
,
т.е. условие усталостной прочности
выполнено.