Диаметры
валов могут быть определены по условному
расчёту на кручение. Минимальные диаметры
валов рассчитываем по формуле:
где
— условное допустимое напряжение при
кручении, МПа.
Материал
валов — Сталь 40Х:
МПа;
МПа.
Результаты
расчётов сводим в таблицу 6.
Таблица 6
Вал (рис. 3) |
Материал |
Т. О. |
МПа |
МПа |
Т, Нм |
Расчётный |
Принятый |
|
|
||||||
0 |
Сталь 40Х |
У |
900 |
25 |
38,6 |
19,76 |
25 |
I |
Сталь 40Х |
У |
900 |
25 |
39,3 |
19,88 |
25 |
II |
Сталь 40Х |
У |
900 |
25 |
59,6 |
22,84 |
28 |
III |
Сталь 40Х |
У |
900 |
25 |
114,5 |
28,4 |
32 |
По
расчётному диаметру находим диаметры
участков под колесом и подшипником:
Валы |
0 |
I |
II |
III |
Принятый диаметр |
25 |
25 |
28 |
32 |
Диаметр под |
||||
Диаметр под |
7 Проверочный расчёт
7.1 Проверочный расчёт вала II
Проверка
вала IIна изгиб и кручение.
Силы,
действующие на вал II:
—
окружная сила:
,
—
радиальная сила:
,
где
— вращающий момент, Н (см. табл. 3)
— делительный диаметр, мм (см. табл. 10)
— угол профиля, при х=0,
Осевая
сила отсутствует т.к. используется
прямозубая передача.
Расчёт
проводим по максимальному моменту
Н передаваемому зубчатыми колёсами
.
Расчёт
сил сведён в таблицу 7.
Таблица 7
Параметры |
Усилия |
||||
Наименование |
Обозн. |
|
|
|
|
Вращающий |
|
59,6 |
59,6 |
59,6 |
59,6 |
Делительный на на |
|
— 110 |
112,5 — |
150 — |
75 — |
Силы, |
|
— 1084 |
1060 — |
795 — |
1589 — |
|
|
395 |
386 |
289 |
578 |
Назначаем
в качестве опор вала IIподшипники шариковые однорядные ГОСТ
8338-75
Таблица 8
Параметры, наименование |
Обозначение |
Формула |
Результаты при зацеплении колёс |
||
Длина, мм |
|
С чертежа |
|||
Реакции опор, — в плоскости — — |
|
(R1x2+ R1y2)1/2 (R1x2+ R1y2)1/2 |
|||
Изгиб. моменты: — в плоскости — в плоскости — |
|
(M1x2+ M1y2)1/2 (M2x2+ |
|||
Вращ. момент , Нм |
Т |
(табл. 6) |
|||
Эквивалентный момент, Нм |
|
|
|||
|
|
||||
Диаметр вала в расчетном |
|
Внутренний диаметр |
|||
Эквивалентное — при перегрузках |
|
|
|||
Материал — предел текучести, МПа |
сталь |
— [4, с. |
|||
Допускаемое напряжение, |
|
|
|||
Условие статической прочности |
Примечание:— по характеристике двигателя;
— минимальный коэффициент запаса
прочности по пределу,.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
- #
Пример решения задачи по расчёту диаметров стального ступенчатого вала сплошного и кольцевого сечения по условию прочности с построением эпюры крутящих моментов.
Задача
Стальной вал круглого сплошного и кольцевого сечения нагружен скручивающими моментами m0, m1=3кНм, m2=5кНм, m3=3кНм, m4=4кНм.
Расчетная схема вала:
Другие примеры решений >
Помощь с решением задач >
Требуется спроектировать ступенчатый вал заданной формы (по конструктивным соображениям, диаметр вала на участках 1-3 и 4-5 должен быть одинаков, причем на участке 1-2 вал имеет кольцевое сечение с соотношением внутреннего и наружного диаметров: c=d/D=0,4) и построить эпюры крутящих моментов и углов закручивания сечений.
Показать напряженное состояние по участкам вала.
Принять:
- допустимые касательные напряжения [τ]=80МПа;
- модуль сдвига G=80ГПа.
Решение
Посмотреть теорию по теме «Кручение»
Определение неизвестного момента
Определим величину и направление момента m0.
Направим m0 произвольно, например, по ходу часовой стрелки.
Тогда из условия равновесия вала:
находим
Здесь, знак “-” показывает, что направление m0 нужно изменить на противоположное.
Расчет крутящих моментов
Величину крутящих моментов на участках вала определяем методом сечений.
С учетом правила знаков, получаем:
По этим значениям строим эпюру крутящих моментов T:
Расчет диаметров вала
Диаметры вала будем определять из условия прочности.
На участках I, II и IV диаметр вала одинаков.
Наружный диаметр кольцевого (полого) участка:
Сравнивая TII и TIV видим, что TII>TIV, поэтому:
Так как 63,38>58,08 мм, выбираем большее значение.
Окончательно, согласно ГОСТ 6636, принимаем стандартное значение диаметра:
Диаметр вала на III участке (TIII=7кНм)
По ГОСТ, принимаем DIII=80мм.
Расчет геометрических характеристик
Вычислим геометрические характеристики сечений на участках вала.
Моменты сопротивления:
Моменты инерции
Расчет касательных напряжений
Вычисляем максимальные касательные напряжения на участках по формуле:
Расчет деформаций
Определяем углы закручивания участков:
Построение эпюры перемещений
Рассчитаем углы закручивания характерных сечений.
Примем крайнее левое сечение вала за условно неподвижное.
По этим значениям строим эпюру углов закручивания сечений и вычерчиваем эскиз спроектированного вала.
Другие примеры решения задач >
Лекции по сопромату >
Сохранить или поделиться с друзьями
Вы находитесь тут:
На нашем сайте Вы можете получить решение задач и онлайн помощь
Подробнее
Определить диаметры валов сплошного и полого с отношением внутреннего диаметра к наружного. Установить разницу в расходе материала, проверить жесткость валов.
Определить диаметры валов сплошного и полого с отношением внутреннего диаметра к наружного . Установить разницу в расходе материала, проверить жесткость валов. Построить эпюру углов закручивания
для рационального сечения, эпюру касательных напряжений
для сечений, удовлетворяющих условиям прочности и жесткости.
Дано: n = 500 об/мин, Р1 = 90 кВт, Р2 = 80 кВт, Р3 = 60 кВт, Р4 = 50 кВт,
а = 0,1 м, с = 0,3 м, ,
,
.
= 0,75,
2.
Решение
1. Определим величины внешних вращающих моментов по формуле:
М =
кНм,
кНм, аналогично
М3 = 1,15 кНм, М4 = 0,96 кНм.
При равномерном вращении вала алгебраическая сумма внешних моментов равна нулю: М2 + М3 – М1 – М5 – М4 = 0, тогда М5 = 0.
По этим значениям строим эпюру крутящих моментов Мкр. (см. чертеж).
2. Определим диаметр круглого вала из условий прочности при кручении:
90 МПа, где
– полярный момент сопротивления поперечного сечения вала (круга). Тогда
. Отсюда найдем диаметр вала:
м = 46 мм.
Принимаем по ГОСТ 2590-71 d = 46 мм.
Кольцевого поперечного сечения: , где
0,75, тогда
м = 52 мм.
Принимаем по ГОСТ 2590-71 dн = 53 мм, тогда dв = 40 мм.
3. Определим диаметр круглого вала из условий жесткости при кручении.
Условие жесткости при кручении имеет вид:
где
– угол закручивания на один погонный метр,
– максимальный крутящий момент,
– жёсткость при кручении (
),
– допускаемый угол закручивания на 1 п.м.,
.
Для сплошного вала: ,
Тогда найдем диаметр вала из условия жёсткости:
отсюда м = 71 мм.
Принимаем по ГОСТ 2590-71 d = 75 мм.
Для пустотелого вала: . Найдем диаметр вала из условия жёсткости:
отсюда
м = 78 мм.
Принимаем по ГОСТ 2590-71 dн = 80 мм, тогда dв = 60 мм.
Для обеспечения прочности и жесткости вала принимаем сечения большего диаметра: d = 75 мм. Для пустотелого вала: dн = 80 мм, dв = 60 мм. Площади поперечного сечения данных валов будут равны соответственно:
мм2,
мм2.
Окончательно принимаем вал кольцевого поперечного сечения с минимальной площадью, что выгоднее с точки зрения расхода материала при одинаковой нагрузке.
4. Построим эпюру углов закручивания. Для этого определим углы поворота сечений относительно начало отсчета, за которое примем крайнюю левую точку вала – А.
Жесткость вала: =
Нм2
Угол поворота сечения В относительно сечения А равен
рад;
рад;
рад,
рад.
По полученным данным строим эпюру углов закручивания φ (см. чертеж).
5. Построим эпюры распределения касательных напряжений для сечений, удовлетворяющим условиям прочности и жесткости.
Круглое поперечное сечение: d = 75 мм.
=
(75
м)3 = 0,084
м3
МПа.
Кольцевое поперечное сечение: dн = 80 мм, 0,75
(80
м)3
= 0,070
м3
МПа.
(80
м)4
= 2,8
м3
МПа.
Рисунок. Эпюры распределения касательных напряжений