123254 (Машинный агрегат), страница 3

275 .

Строим эпюру крутящих моментов ; :

1870 .

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

3779 Н,

8589 Н.

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

940 .

305 .

8. Проверочный расчет подшипников

Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

,

где e = 0,296,

Н,

Н.

Определим осевые нагрузки подшипников. Так как и , то Н , Н.

Определим отношение

,

По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

,

где V – коэффициент вращения, V=1;

X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,096;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т=1;

Н.

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3,3;

r = 90000H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h=4700ч.

Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

, где e = 0,41,

Н,

Н.

Определим осевые нагрузки подшипников.

Так как и , то Н, Н.

Определим отношение

,

По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

, ,

где V – коэффициент вращения, V=1;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т=1,0;

X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,46;

Н.

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3,33;

r=57900H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h=4700ч.

Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.

Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

,

где V – коэффициент вращения, V=1;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т=1,0;

Н.

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3;

r=57200H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h=4700 ч.

9. Проверочные расчеты

9.1 проверочный расчет шпонок

Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [_CM] = 60 МПа, при стальной ступице [_CM] = 120 МПа.

Напряжение смятия и условие прочности:

,

где А_см – площадь смятия;

,

где h, t₁ – стандартные размеры;

l_р – рабочая длинна шпонки.

тихоходный вал:

Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).

d = 32 мм, bh = 108 мм, t₁ = 5 мм, длина шпонки l = 50 мм, момент на валу F_t=2583 Н.

Н [_CM] = 190 Н.

Нейтральный вал:

Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).

d = 60 мм, bh = 1811 мм, t₁ = 7 мм, длина шпонки l = 32 мм, момент на валу F_t=4058 Н.

Н [_CM] = 190 Н.

Тихоходный вал:

Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).

d = 105 мм, bh = 2814 мм, t₁ = 10 мм, длина шпонки l = 62 мм, момент на валу F_t=12986 Н.

Н [_CM] = 190 Н.

Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.

d = 80 мм, bh = 2214 мм, t₁ = 9 мм, длина шпонки l = 114 мм, момент на валу F_t=12986 Н.

Н [_CM] = 190 Н.

9.2 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 188 Н×м;

W_нетто – осевой момент сопротивления,

мм³,

Н/мм².

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 62 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³,

Н/мм².

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=1,55;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К_d=0,7;

К_F – коэффициент влияния шероховатости, К_F=1,5:

1,48,

1,36.

Н/мм²,

Н/мм².

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Нейтральный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 590 Н×м;

W_нетто – осевой момент сопротивления,

мм³,

Н/мм².

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 467,5 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³,

Н/мм².

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=1,55;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К_d=0,67;

К_F – коэффициент влияния шероховатости, К_F=1,5:

1,52,

1,41.

Н/мм²,

Н/мм².

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Тихоходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 940,5 Н×м;

W_нетто – осевой момент сопротивления,

мм³,

Н/мм².

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 1870 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³,

Н/мм².

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 380 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 220 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=2,15;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=2,05;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К_d=0,62;

К_F – коэффициент влияния шероховатости, К_F=1:

2,67,

2,54.

Н/мм²,

Н/мм².

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

9.3 Тепловой расчет редуктора

Определим температуру масла в редукторе,

,

где Р₁ – мощность на быстроходном валу редуктора, Р₁ = 11 кВт;

η – коэффициент полезного действия, η = 0,72;

К_t – коэффициент теплопередачи, К_t = 10;

А – площадь теплоотдающей поверхности, А = 0,56;

t_в – температура вне корпуса, t_в = 20⁰;

<[t]=80⁰.