Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Расчет соединения вал-звездочка

Читайте также:
  1. II. Заполненные таблицы. Расчетные формулы и расчеты.
  2. III. Расчетные формулы и пояснения к ним. Сравнение результатов расчета и эксперимента.
  3. V2: Расчет издержек производства.
  4. А) Определение расчетных усилий в ветвях колонны
  5. А. Расчет производительности местных отсосов.
  6. Автомобильные дороги в зависимости от расчетной интенсивности движения и их хозяйственного и административного значения подразделяются на I-а, I-б, I-в, II, III, IV и V категории.
  7. Анализ результатов расчета режимов спроектированной сети.

 

Для заданного диаметра вала

dв1=56 мм.;

b =16 мм.;

h =10 мм.;

t1 =6 мм.;

ℓ =63 мм,

σсм = =85,82 МПа

 

что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 16х10х63 ГОСТ 23360-78.

 

 

10 Уточнённый расчёт вала

 

Производим расчет ведомого вала только в одном сечении – под зубчатым колесом.

Материал вала – сталь 45 нормализованная, предел прочности

σв=570МПа, [1, с. 34, табл. 3.3].

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

, (79)

МПа.

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

(80)

МПа.

Исходные данные:

dк2– диаметр вала под зубчатым колесом, dк2=71мм, (ПЗ,п3);

М2 – крутящий момент на втором валу, Т2=451,75 Н·м, (ПЗ,п1);

Mи – суммарный изгибающий момент под колесом, Mи Н·м Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, поэтому коэффициенты Кσ=1,59 и Кτ=1,49, [1, с. 165, табл. 8.5].

Масштабные факторы εσ=0,82 и ετ=0,70, [1, с.166, табл. 8.8].

Коэффициенты ψσ=0,15 и ψτ=0,1, [1, с.163, 166].

Определяем момент сопротивления кручению:

(81)

где b – ширина шпонки, b=20 мм;

t1=7,5 мм – глубина паза вала, [1,с.169].

Wкнетто= 3,14·713/16 – 20·7,5(71-7,5)2 /2·71=65980 мм3

Определяем момент сопротивления изгибу:

(82)

Wнетто= 3,14·713/32 –20·7,5(71-7,5)2 /2·71=30860 мм3

 

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжения:

, (83)

τv=451,75∙103/2·65980=3,8 МПа

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба:

 

(84)

σv=451,75·103/30860=8,18 МПа.
Среднее напряжение σm=0.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(85)

 

Sσ=246/(1,59·8,18/0,82)=17,6.

 

 

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

(86)

 

Sτ= 18,73.

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности:

S= , (87)

 

S= =2,8.

 

 

11 Посадки зубчатого колеса, звёздочки и подшипников

Посадки назначены в соответствии с указаниями, данными в таблице 3.37 [МУ].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка звёздочки цепной передачи на ведомый вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала js6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка мазеудерживающих колец Н7/ js6.

Посадка муфты на ведущий вал редуктора Н7/k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 3.37 [МУ].

 


Дата добавления: 2015-10-13; просмотров: 106 | Нарушение авторских прав


Читайте в этой же книге: Кинематическая схема привода | Определение геометрических параметров ступеней валов | Выходной вал | Конструктивные размеры корпуса редуктора | Первый этап компоновки редуктора |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Проверка долговечности подшипников| Выбор сорта масла

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.007 сек.)