Пространственная схема расположения валов и сил в зацеплении

4. Пространственная схема расположения валов и сил в зацеплении.

5. Расчёт быстроходного вала II.

5.1. Проверочный расчёт на выносливость.

5.1.1. Реакции в опорах, эпюры, изгибающие и вращающие моменты. Проекции сил на горизонтальную плоскость.

R_B^Г

∑M_A^Г = 0;

R_B^Г∙72 – F_t1∙36 = 0;

F_t1=1514,4 Н;

R_B^Г∙72 -1514,4∙36 = 0;

R_B^Г = 757,2 Н.

∑M_B^Г = 0;

R_А^Г∙ 72 - F_t1∙32 = 0;

R_А^Г∙72 -1514,4∙36 = 0;

R_А^Г = 757,2 Н.

Проверка:

ΣX=0

R_A^г + R_B^г – F_t1=0

757,2 + 757,2 – 1514,4 =0

Проекции сил на вертикальную плоскость.

R_B^В

∑M_A^Г=0;

R_B^В∙ 72– F_r1∙36 = 0;

F_r1=551,2 H;

R_B^В∙ 72 – 551,2∙36 = 0;

R_B^В = 275,6 Н;

∑M_В^В=0;

R_А^В∙ 72 – F_r1∙36 = 0;

R_А^В∙ 72 – 551,2∙36 = 0;

R_А^В = 275,6 Н.

Проверка:

ΣX=0

R_B^В + R_А^В - F_r1 = 0.

275,6 + 275,6 – 551,2 = 0

Реакции в опорах.

Изгибающий момент в сечении

5.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х.

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х.

σ_в = 730 МПа,

σ_Т = 500 МПа,

τ_Т = 280 МПа,

σ_-1 = (0,4…0,5)·σ_в => σ_-1 = 300 МПа

τ_-1 = (0,2…0,3)· σ_в => τ_-1 = 150 МПа

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

ψ_σ = 0,1

ψ_τ = 0,05

Опасное сечение по Т и М => наиболее нагружено сечение Е.

По таблице:

σ_-1 = 300 МПа - предел усталости;

К_F = 1,10 - фактор шероховатости поверхности;

К_V = 1,5 - коэффициент влияния упрочнения;

- отношение коэффициентов концентрации напряжения при изгибе и кручении к масштабному фактору.

Приведённые коэффициенты концентрации напряжения:

Моменты сопротивления поперечного сечения вала:

Амплитудные и средние значения напряжения:

где φ - коэффициент динамичности нагрузки:

;

,

касательное напряжение:

Частные запасы по σ и τ:

Запас выносливости:

> [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.

5.2 Проверочный расчёт на статическую прочность.

Коэффициент перегрузки k=3.

Тогда M_{U MAX} = k∙M_U = 3∙ = 87025,8 Н∙м.

T_MAX = k∙T_I = 3∙37,86∙10³ = 113,58 Н∙м.

F_{а MAX} = 3∙F_а = 3∙0 = 0 Н.

Запас прочности по пределу текучести.

> [n_τ]

т.е. запас прочности по пределу текучести достаточен.

6. Расчёт тихоходного вала III.

6.1. Проверочный расчёт на выносливость.

6.1.1. Реакции в опорах, эпюры, изгибающие и вращающие моменты.

Проекции сил на горизонтальную плоскость.

∑M_C^Г = 0;

F_t2∙36 – R_D^Г∙72 + F_рем∙132 = 0;

F_рем = 1061,6 H;

F_t2 = 1514,4 Н;

1514,4∙36 – R_D^Г∙72 + 1061,6∙132 = 0;

R_D^Г= 2703,5 Н

∑M_D^Г = 0;

– R_C^Г∙72 – F_t2∙32 + F_рем ∙ 60= 0;

– R_C^Г∙72 – 1514,4∙36 + 1061,6 ∙60= 0;

R_C^Г= 127,5 Н

Проверка:

ΣX=0

R_D^Г – R_C^Г – F_t2 – F_цеп = 0

2703,5 – 127,5 – 1514,4 – 1061,6 = 0

Проекции сил на вертикальную плоскость.

∑M_C^B=0;

R_D^В∙72 – F_r2∙36= 0;

R_D^В∙72 – 551,2∙36= 0;

R_D^В= 275,6 H

∑M_D^В=0;

– R_C^В∙72 + F_r2∙60= 0;

– R_C^В∙72 + 551,2∙36= 0;

R_С^В= 275,6 H

Проверка:

R_C^В + R_D^В – F_r2 = 275,6 + 275,6 – 551,2= 0.

Реакции в опорах.

Изгибающий момент в сечении D:

6.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х

σ_в = 730 МПа,

σ_Т = 500 МПа,

τ_Т = 280 МПа,

σ_–1 = (0,4…0,5)·σ_в => σ_–1 = 300 МПа

τ_–1 = (0,2…0,3)· σ_в => τ_–1 = 150 МПа

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

ψ_σ = 0,1

ψ_τ = 0,05

Опасное сечение по Т и М => более нагружено сечение D.

По таблице:

σ_–1 = 300 МПа - предел усталости;

Отношения для валов с насаженными деталями

К_F = 1,25 - фактор шероховатости поверхности;

К_V = 1,5 - коэффициент влияния упрочнения;

Эффективные коэффициенты концентрации:

Масштабный фактор:

Приведённые коэффициенты концентрации напряжения:

Моменты сопротивления поперечного сечения вала со шпоночным пазом, размеры которого:

b x t₁ = 8 x 5,5 для Ǿ35

Амплитудные и средние значения напряжения:

,где

- коэффициент динамичности нагрузки:

Касательные напряжение:

Частные запасы по σ и τ:

Запас выносливости.

> [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.

6.2 Проверочный расчёт на статическую прочность.

Коэффициент перегрузки k=3.

Тогда M_{U MAX} = k∙M_U = 3∙ 63696= 191088 Н∙мм.

T_MAX = k∙T_I = 3∙75,2∙10³ = 225,6∙10³ Н∙мм.

F_{А MAX} = 3∙F_А = 3∙0 = 0 Н.

Запас прочности по пределу текучести.

> [n_τ] = [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.

7. Расчёт подшипников качения.

Проверочный расчёт радиальных шариковых подшипников по динамической грузоподъемности.

Исходные данные:

В опорах А, В – подшипники легкой серии № 206

L_h = t_Ч = 10⁴ ч.

Режим работы – постоянный.

n = 1445 мин^–1.

С = 19,5 кН;

Реакции в опорах:

Н.

Н.

Расчет ведем по обеим опорам, т.к. они одинаково нагружены.

Эквивалентная нагрузка.

P = (X·V·F_r + Y·F_aВ)·K_σ·K_T.

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.

Х = 1, Y = 0;

Коэффициент динамичности K_σ = 1.

Температурный коэффициент K_T = 1 (t˚ <100).

P = (1·1·805,5 + 0·0) ·1·1 = 805,5 Н.

Расчет на долговечность:

(для шарикоподшипников).

Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.

Проверочный расчёт радиальных шариковых подшипников по динамической грузоподъемности.

Исходные данные:

В опорах С, D – подшипники легкой серии № 207

L_h = t_Ч = 10⁴ ч.

Режим работы – постоянный.

n = 694.7 мин^–1.

С = 25,5 кН;

Реакции в опорах:

Н.

Н.

Расчет ведем по опоре D, т.к. она более нагружена.

Эквивалентная нагрузка.

P = (X·V·F_r + Y·F_aВ)·K_σ·K_T.

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.

Х = 1, Y = 0;

Коэффициент динамичности K_σ = 1.

Температурный коэффициент K_T = 1 (t˚ <100).

P = (1·1·2717,5 + 0·0) ·1·1 = 2717,5 Н.

Расчет на долговечность:

(для шарикоподшипников).

Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.

8. Расчет шпоночных соединений.

1. Шпонка в МУВП

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 30 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение пригодно для работы в данных условиях.

2. Шпонка в ЭТМ2

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 25 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать

3. Шпонка (соединение колеса с валом)

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 40 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать

4. Шпонка (соединение шкива с валом)

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 50 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать

9. Таблица параметров корпуса

Параметр	Рекомендации	Численное значение, мм
Стенки
Толщина наружных стенок	δ=0,03∙aω≥7	8
Толщина внутренних стенок	δ1=0,8∙δ	6,4
Толщина внутренних ребер	δ2=0,7∙δ	5,6
Отбортовки и приливы
Ширина отбортовки	l1 = 1,5∙δ	12
Высота отбортовки	h1 = δ	8
Размеры прилива под винты крепления крышки	d1 =(0,8..1)∙δ	8
	l2=(2,3..3)∙δ1	24
	h2 =(3,5..4)δ	32
	h3 =(2..2,5)δ	20
	h4 = h3 + 0,5d1	24
Диаметральные размеры приливов	Dпр= Dф + 5
Наименьшее расстояние между приливами	S≥(1..2)δ	16
Наименьшая высота символов	k = 3..5≥0,3δ	4
Опорные лапы
Диаметр болтов крепления	D=1,8..2,4)δ≥12	16
Толщина лапы	hл = (1,5..2)δ	16
Ширина лапы	l3 = (2,7..3)d	48
	l4 = l3 + δ	56
Диаметр зенковки	d2 > 2,4d	40
Крышки
Толщина стенки	δкр = 0,8δ	7
Высота крышки	hкр = (3..5)δкр	18
Диаметр сливного отверстия	d3≥M16	M16

10. Смазывание зацепления передачи и подшипников.

Требуемую кинематическую вязкость смазочного материала для зубчатых редукторов определяют в зависимости от нагрузки и окружных скоростей.

Согласно скорости передачи (2,27 м/c) и напряжения (674,63 МПа) выбрано масло И-Г-С-68

Уровень масла

11. Выбор муфт.

1. Муфта на входе.

Тип – МУВП

Момент на валу Т = 39 Н∙м

Диаметр вала d = 28 мм

d = 28 мм

T - номинальный крутящий момент муфты

Т = 125 Н ∙ м

- муфта подходит по диаметру вала и моменту.

2. Фрикционная электромагнитная контактная муфта.

Тип – ЭТМ2 074

Т = 38,07 Н ∙ м

Т , где β =1,5 – коэффициент;

Т Н ∙ м

Т Н ∙ м

Муфта подходит по диаметру вала и моменту.

Документ скачан с сайта http://www.sscdimon.nm.ru/obuch Официальным раздаточным материалом не является. Если у Вас есть свой материал, намыльте его сюда: sscdimon@mail.ru