Электромеханический привод

;;.Проверку произведем по опореВ, являющейся более нагруженной.Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки: /1, табл.7.3/Т.к. 0,093<0, 22, то х = 0,56; y = 1,55.Эквивалентная динамическая нагрузка:.Долговечности подшипника составляет:Ведомый вал:Рисунок 9 - Расчетная схема ведомого вала;Вертикальная плоскость.Проверка:.Горизонтальная плоскость:.Проверка:Определим радиальные нагрузки в опорах:;;Расчет ведем по более нагруженной опореВЭквивалентная динамическая нагрузка:.Долговечности подшипника составляет:.Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициентов запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала. Опасными считаются сечения вала, в которых действуют наибольшие изгибающие и вращающий моменты, и в которых имеются концентраторы напряжений. Из наиболее распространенных концентраторов напряжений на валах проектируемого редуктора имеются шпоночные пазы, посадки с натягом, кольцевые проточки, галтели.Быстроходный валПроверку на усталостную прочность быстроходного вала не производим ввиду того, что диаметры основных участков вала были конструктивно увеличены из-за необходимости обеспечения условия сборки (соединения выходного конца вала с валом двигателя при помощи стандартной муфты), а сам вал выполнен в виде вала-шестерни.Промежуточный вал.Определим изгибающие моменты:Вертикальная плоскость:;;Горизонтальная плоскость:;;По полученным данным построим эпюру изгибающих моментов вала (рис. 10.).Рисунок 10 - Расчетная схема промежуточного валаНаибольший изгибающий момент действует в сечении D, однако, в данном сечении шестерня выполнена заодно с валом (т.е. диаметр вала конструктивно увеличен) и проверку усталостной прочности данного сечения не производим. Опасным в нашем случае является сечениеС, в котором имеется несколько концентраторов напряжений (шпоночный паз, посадка с натягом, галтель) и действуют пиковые изгибающие моменты и полный вращающий моментОпределим коэффициент запаса усталостной прочности по формуле:где: - коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; - допускаемое значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;где: - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;. - амплитудные значения напряжений изгиба и кручения; - средние значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы ).Для определения найдем осевой момент сопротивления:.Для определения найдем полярный момент сопротивления:Имеем: - коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала; - коэффициент, учитывающий размер (диаметр) детали; - коэффициент, учитывающий состояния поверхности вала; - коэффициенты асимметрии цикла.Принимаем значения коэффициентов:- коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, /1, табл.6.5/;- коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =45 мм) , /1, табл. 6.8/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.100/Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;Коэффициент запаса усталостной прочности:.Ведомый валОпределим изгибающие моменты:Вертикальная плоскость:;; Горизонтальная плоскость:;Рисунок 11 - Расчетная схема ведомого валаПо полученным данным построим эпюры изгибающих и вращающего моментов Из эпюр следует, что опасными являются сечения вала в точкахВ, С и D, где действуют пиковые изгибающие и вращающий моменты и имеются концентраторы напряжений (шпоночные пазы, посадки с натягом). Для данного вала определим коэффициенты запаса усталостной прочности в сечениях D и С.Рассмотрим сечение B:Осевой момент сопротивления:;Полярный момент сопротивления:Максимальный изгибающий момент в сечении B:Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения.Пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа );;.Принимаем значения коэффициентов:- отношения коэффициентов концентрации напряжений от посадки с натягом к коэффициентам, учитывающим размер детали при σв=900 МПа и d=63 мм, /1, табл.6.7/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, /1, стр.100/Коэффициенты запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:.Общий коэффициент запаса усталостной прочности в сечении В:.Рассмотрим сечениеС:В данном сечении общий коэффициент запаса усталостной прочности будет равен коэффициенту запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.Полярный момент сопротивления:Пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения:где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа );;.- коэффициент концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=900 МПа /1, табл.6.5/;- коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =42 мм) /1, табл. 6.8/;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали /1, стр.100/Коэффициент запаса усталостной прочности:S =Усталостная прочность и жесткость обоих валов обеспечена.Список используемой литературы1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Д.В.Чернилевский. – М.: Машиностроение, 1979 г. – 351 с.2. . Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейнблит. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 432 с. 3. Чернин И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин.– Минск: Выш. школа, 1978 г. – 472 с.