Главная | Обратная связь
МегаЛекции

Условия прочности на кручение





 

τкр=Tкр/Wp<[τкр]=0.25*360=90 МПа для стали 45 (III вал)

 

валы I и II сталь 40Х σт=640 МПа не учитывая действие изгибающих моментов, принимаем для валов [τкр]=(20…25) МПа,

 

dвI≥(Т1*103/(0,2*[τкр]))0.33=(24,99*103/(0,2*20))0,33=17,89 мм

 

принимаем с учётом диаметра вала двигателя d=28 мм, и с дообработкой МУВП-25

диаметр входного участка ведущего вала под полумуфту dв1=25 мм, тогда участок вала под крышку подшипника для упора полумуфты 25+6=32 мм. Под подшипник I вала принимаем диаметр dв1п=35 мм.

dвII≥(Т2*103/(0,2*[τкр])0.33=(85,61*103/(0,2*20))0,33=26,86 мм

Принимаем диаметр промежуточного вала под подшипником dв2=35 мм

dвIII≥(Т3*103/(0,2*[τкр])0.33=(417,28*103/(0,2*20))0,33=45.3 мм

Принимаем диаметр тихоходного вала под подшипником dв3=50 мм

Усилия в зацеплении на быстроходной ступени

Окружное усилие Pt12=2*TII*103/dm2=2*85.61*1000/154.56=1107 H

Радиальное усилие Pr1=Pt12/cosβ1*(tgα*cosδ1-sin β1*sin δ1)=273 H

Осевое усилие Pa1=Pt12/ cosβ1*(tgα*cosδ1+sin β1*sin δ1)=622 H

Усилия в зацеплении на тихоходной ступени

Угол наклона линии зацепления α=20⁰

Угол наклона зуба β3,4=10⁰8`30``, Z3-левый зуб

Окружное усилие Pt34=2*TII*103/d3=2*85.61*1000/53.35=3209 H

Радиальное усилие Pr34=Pt34*tgα/cos β3=1186 H

Осевое усилие Pa34=Pt34*tgβ3=573 H

 

 


Схема сил и усилий в зацеплении

Rm1=2940*0.100=294.0 [H]

Rm2=2*31.25/0.210=297.6 [H]

l11=91 [мм] l21=50 [мм] l31=51 [мм]

l12=48 [мм] l22=95 [мм] l32=137 [мм]

l13=19 [мм] l23=30 [мм] l33=80 [мм]

d1=43.83 [мм]; d2=154.86 [мм]; d3=53,35 [мм]; d4=277,67 [мм]

 

 


Расчёт быстроходного вала

 

Марка стали тихоходного вала – Сталь 40ХН.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

В расчете используется коэффициент перегрузки

 

Кп = Тmax/Т,

 

где Тmax - максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент перегрузки),

Т – номинальный (расчетный) вращающий момент.

Для выбранного ранее двигателя Кп = 2,2.

По рассчитанным ранее реакциям в опорах и известных силах, действующих на валах строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящего момента. Данные эпюры были приведены ранее, при определении реакций в опорах подшипников.



В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

При анализе эпюры изгибающих моментов, приходим к выводу, что нас интересуют 2 сечения, представляющих опасность, оценку их значимости будем производить по величинам нормальных и касательных напряжений, т. к. имеем разные моменты сопротивления.

В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

 

s = 103*Mmax / W + Fmax / A,

t = 103*Mkmax/Wk,

где Mmax = Кпк = 30,08*2,2 = 66,19 Нм.

Fmax = Кп*Fa = 2,2*1179 = 2594 Н.

W = p*d3/32 = 4209 мм3,

Wk = 2*W = 8418 мм3.

А = p*d2/4 = 962,1 мм2.

s = 103*66,19/4209 + 2594/962,1 = 8,42 МПа,

s = 8,42 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*23 = 50,6 Нм.

t = 103*50,6/8418 = 6 МПа.

t = 6 МПа.

 

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

Sтs = sт/s, sт = 640 МПа.

Sтt = tт/t, tт = 380 МПа.

Sтs = 640/8,42 = 76

Sтt = 380/6 = 63,22


Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

 

Sт = Sтs*Sтt/(Sтs2 + Sтt2)1/2 ³ [Sт] = 1,3…2

Sт = Sтs*Sтt/(Sтs2 + Sтt2)1/2 = 48,6

 

Получили, что

Sт = 48,6 ³ [Sт] = 1,3…2

 

Расчёт тихоходного вала

 

s = 103*Mmax / W + Fmax / A,

t = 103*Mkmax/Wk,

 

где M1max = Кп*М = 108,5*2,2 = 238,7 Нм.

F1max = Кп*Fa = 2,2*484,5 = 1066 Н.

W = p*D3 /32, – сечение круглое для контактной поверхности колеса и вала.

где D1 = 40 мм,

W1 = 6283,2 мм3

W1k = 2*W = 12566,4 мм3.

А = p*d2/4,

A1 = 1256,6 мм2

s1 = 38,8 МПа.

 

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

 

t 1= 32,4 МПа.

Переходим к рассмотрению следующего сечения:

 

где M2max = Кп*М2 = 229 Нм.

F2max = Кп*F2a = 1066 Н.

W = p*D3 /32, – сечение круглое для контактной поверхности колеса и вала.

 

где D2 = 35 мм,

W2 = 4209,25 мм3

W2k = 2*W = 8418,5 мм3.

А = p*d2/4,

A2 = 962,1 мм2

s1 = 55,5 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

t 2= 48,3 МПа.

Оценивая нагруженность участков, приходим к выводу, что наиболее нагружен участок вала под первой опорой подшипника.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:


Sтs = sт/s, sт = 540 МПа.

Sтt = tт/t, tт = 290 МПа.

Sтs = 540/55,5 = 9,7

Sтt = 290/48,3 = 6

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

 

Sт = Sтs*Sтt/(Sтs2 + Sтt2)1/2 ³ [Sт] = 1,3…2

Sт = Sтs*Sтt/(Sтs2 + Sтt2)1/2 = 9,7*6/(9,72 + 36)1/2 = 5,11

 

Получили, что

Sт = 5,11 ³ [Sт] = 1,3…2

 

 





Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015- 2020 megalektsii.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.