Быстроходный (входной) вал

Вычерчивают участок вала между внутренними торцами подшипников и торцом шестерни, приняв численное значение диаметра вала .

Компоновка вала аналогична компоновке тихоходного вала.

2.6. Общие рекомендации по конструкции
элементов корпуса редуктора

Корпус предназначен для размещения в нем деталей узла, для обеспечения смазки передач и подшипников, а также для предохранения деталей от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих при работе. Он должен быть прочным и жестким, так как при деформации корпуса возможен перекос валов, который приводит к неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев зубчатой передачи. Для увеличения жесткости корпуса в местах расположения подшипников предусматривают бобышки (массивные приливы) и ребра.

Корпусные детали имеют сложную форму и металлоемки, их рекомендуется получать литьем из чугуна. Чугунные корпуса в редукторах способны поглощать шум и вибрацию.

Для удобства монтажа корпус обычно делают разъемным (см. рисунок 1). В горизонтальных редукторах плоскость разъема проходит по осям валов. Нижнюю часть корпуса называют основанием или корпусом, верхнюю – крышкой корпуса. Толщина стенки корпуса является основным конструктивным параметром.

Рисунок 9. Продолжение компоновки редуктора

Внутренние стенки корпуса сопрягаются радиусом (рисунок 9) .

Толщина стенкикорпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического редуктора может быть определена из соотношений:

мм; мм.

=6 мм =6 мм

Полученные данные округляют до целых чисел.

Толщина ребер мм.

Крепление корпуса к основанию производят резьбовыми деталями. Диаметр фундаментных болтов определяется из соотношения мм.

=12 мм

Крепление крышки к корпусу редуктора осуществляется стяжными болтами (рисунок 6). Диаметр стяжных болтов:

- подшипников =10 мм;

- соединяющих основание корпуса с крышкой

=6 мм.

Ширина фланца должна быть достаточной для размещения в них головки болта =21 мм.

Подбор шпонки

Для передачи вращающего момента от вала к ступице (или наоборот) и фиксации деталей на валу используется шпоночное соединение.

Основная деталь соединения – шпонка, устанавливается в паз вала и соединяемой детали. Размеры шпонок стандартизованы. Наиболее часто применяются призматические шпонки ГОСТ 22360-78.

Шпонка 14´19´100 ГОСТ 23360-78.

Длину шпонки =28 мм принимают из стандартного ряда с учетом размеров поперечного сечения и .

Рабочая длина шпонки: =28-12=16.

После выбора размеров шпонки необходимо выполнить проверочный расчет шпоночного соединения на прочность по напряжениям смятия боковых поверхностей (рисунок 10) при рабочей длине шпонки со скругленными краями .

Рисунок 10. Расчетная схема соединения призматической шпонкой

Условие прочности на смятие: ,

– допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений со ступицами из стали; МПа.

2.8. Проверочный расчет тихоходного вала
на сопротивление усталости

Основными критериями работоспособности валов являются прочность и жесткость. Валы при работе испытывают циклически меняющиеся напряжения, приводящие к усталостному разрушению.

Основными расчетными нагрузками являются крутящий и изгибающий моменты.

Рисунок 11 а	Рисунок 11 б
Крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала, численно равен передаваемому вращающему моменту. Проверочный расчет на сопротивление усталости производится после установления окончательной конструкции вала и его размеров в результате выполнения эскизной компоновки (рисунок 11).

При составлении расчетной схемы валы (рисунок 11 а) рассматриваются как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах (рисунок 11 б).

На расчетную схему наносятся все внешние силы, нагружающие вал, располагая их в соответствующих взаимно перпендикулярных плоскостях: горизонтальной и вертикальной .

Далее определив опорные реакции, строят эпюры изгибающих моментов , и эпюру крутящего момента .

В курсовой работе за опасное сечение рекомендуется принять сечение, ослабленное шпоночной канавкой.

Механические характеристики сталей приведены в
таблице 9.

Таблица 9.

Механические характеристики сталей

Марка стали	Диаметр заготовки, мм, не менее	Твердость НВ, не менее	Механические характеристики, МПа
40Х	Любой

Проверочный расчет на усталость заключается в определении фактического коэффициента запаса прочности в опасном сечении.

Коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле:

,

где – коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба;

– коэффициенты запаса прочности по напряжениям кручения;

– допускаемый коэффициент запаса прочности. .

11,63>2…2,5 , следовательно деталь соответствует норме.

Коэффициент запаса прочности определяются по формулам:

где , – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения;

, – коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости;

, – амплитуды циклов изменения нормальных и касательных напряжений;

, – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений рекомендуется принять:

; =0,25;

, – средние напряжения циклов изменения нормальных и касательных напряжений.

При расчете принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е.

=6,96, ,

а касательные – по отнулевому циклу

=8,54/2=4,27.

Здесь и – максимальные нормальные и касательные напряжения в опасном сечении.

Максимальные напряжения в опасном сечении определяются по формулам

52,93/7,6=6,96 МПа

=141/16,5=8,54 МПа,

где , – суммарный изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении;

– осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала.

Моменты сопротивления сечений валов со шпоночной канавкой шириной и глубиной рассчитываются по
зависимостям

=8941,64-1334,88=7606,75*10^-9=7,6 м³

=17883,28-1334,88=16548,40*10^-9=16,5 м³

Для определения суммарного изгибающего и крутящего моментов в опасном сечении необходимо составить расчетную схему вала, вычислить реакции опор, построить эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и изгибающей плоскостях, а также эпюру крутящих моментов.

Суммарный изгибающий момент в сечении определяется выражением

=52,93,

где , – изгибающий момент в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении определяются по зависимостям

=2,60;

=2,78,

где , – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для концентратора – шпоночной канавки (таблица 10);

– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом сечении. При использовании легированных сталей для изготовления валов необходимо предусмотреть тонкое шлифование поверхностей, прилегающих к зонам концентрации напряжений, ;

– коэффициент, учитывающий масштабный фактор (таблица 11);

– коэффициент, учитывающий влияние поверхностного упрочнения. При отсутствии .

Значения =2,05 и =2,2 для валов со шпоночной канавкой,
выполненной концевой фрезой.

Масштабный коэффициент =0,79

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский государственный

инженерно-экономический университет»

Кафедра инженерных наук и технологий

Пояснительная записка

к расчетной работе на тему:

«Проектирование элементов машиностроительного изделия»

Выполнил: ________Слободская Екатерина Андреевна

^{(Фамилия И.О.)}

студент __2_ курса ________ спец. _____4 года______

^{(срок обучения)}

группа___114__ № зачет. книжки____ПП066/11__________

Подпись:__________________________­­______

Преподаватель:________Паршина Л.В.___________

^{(Фамилия И.О.)}

Должность: ___

^{уч. степень, уч. звание}

Оценка: _____________Дата: _______________

Подпись: __________________________

Санкт-Петербург