Мой курсовой проект (Восстановлен) (1060436), страница 4
Текст из файла (страница 4)
А) для плоскости ZOY
Б)для плоскости ZOX
По найденным значениям сил реакций построим эпюры сил, крутящих и изгибающих моментов:
А) для плоскости ZOY
Эпюра поперечных сил:
Эпюра изгибающего и крутящего моментов:
Б) для плоскости ZOX
Эпюра поперечных сил:
Эпюра изгибающего и крутящего моментов:
Расчет на прочность будем производить через приведенный момент, действующий в опасном сечении. На основании построенных эпюр, можно сделать вывод, что опасным сечением является сечение проведенное через точку B.
Тогда приведенный момент можно найти как:
Выберем в качестве материалов валов сталь 40Х, тогда предел выносливости для неё будет 
(см. выше).
Диаметр вала найдем из соотношения:
,
Где 
- допускаемое напряжение на изгиб (
)
Проведем аналогичные расчеты для всех валов механизма, на основании расчетов построим таблицу:
| Номер вала | Шестерня | Колесо | Mx,Н·мм | My,Н·мм | Ми,Н·мм | Мкр,Н·мм | Мпр,Н·мм | ||
| Ft,Н | Fr,Н | Ft,Н | Fr,Н | ||||||
| 1 | 4,039 | 1,47 | нет | 121,2 | 44,1 | 128,97 | 15,15 | 129,86 | |
| 2 | 9,375 | 3,412 | 3,906 | 1,422 | 47,7 | 131,25 | 139,65 | 35,157 | 144,01 |
| 3 | 16,322 | 5,941 | 9,068 | 3,3 | 106,9 | 293,2 | 312,08 | 81,608 | 322,57 |
| 4 | 25,258 | 9,193 | 15,786 | 5,746 | 128,66 | 353,6 | 376,28 | 189,435 | 421,28 |
| 5 | 58,631 | 21,34 | 24,429 | 8,892 | 170,72 | 169,05 | 240,26 | 439,73 | 501,09 |
| 6 | 102,073 | 37,152 | 56,707 | 20,64 | 482,9 | 1327 | 1412,13 | 1020,73 | 1742,41 |
| 7 | 189,551 | 68,991 | 98,725 | 35,933 | 1380 | 3790 | 4033,42 | 2368,39 | 4677,37 |
| 8 | 183,3 | 66,72 | 11,662 | 4,245 | 266,88 | 733,2 | 780,26 | 5500 | 5555,07 |
| 9 | 177,889 | 64,746 | 57,179 | 20,811 | 906,44 | 2490,45 | 2650,28 | 1601 | 3096,32 |
| 10 | 55,556 | 20,211 | нет | 555,56 | 202,11 | 591,18 | 250 | 641,87 | |
Построим недостающие эпюры валов:
Вал№1
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№2
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№3
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№4
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№5
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№6
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№8
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm] 
Вал№9
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Вал№10
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
Расчётная схема балки
Эпюра изгибающих моментов [N·mm]
В результате получаем следующие условия для нахождения диаметров валов:
Округлив эти значения по стандартному ряду по ГОСТу 6636-96, получим:
Расчет вала на жесткость
Для расчета вала на жесткость выберем вал №7. При значительной длине и недостаточной крутильной жесткости вала упругий мертвый ход в механизме может оказаться недопустимо большим. Для того, чтобы значение упругого мертвого хода не превосходило допустимый угол закручивания, должно выполняться соотношение:
,
Где
- крутящий момент на валу
- длина вала
- модуль упругости второго рода. Поскольку все валы выполним из стали 40X, то
(
)
-допускаемое значение угла закручивания вала ( =20')
Для седьмого вала:
Очевидно, что за счет свойств стали 40Х это выражение получается маленьким для любых значений крутящего момента и длины вала, т.е. расчет вала на жесткость сходится с проектировочным расчетом для всех десяти валов.
Выбор шарикоподшипников
Осевой силой, действующей на подшипники будет являться сила тяжести. Для её приблизительного определения найдем массу каждого вала и зубчатых колес.
,
Где 
- масса вала,
- масса шестерни
- масса колеса
Значения плотности:
Тогда осевые силы, действующие на второй подшипник будут равны:
Выберем радиальные подшипники на каждой из 20-ти опор.
Найдем силы Fr для каждой опоры механизма
Для каждой опоры коэффициент 
(вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности
(режим работы с легкими скачками и кратковременными перегрузками) , температурный коэффициент 
Опоры 2B, 3A, 4B, 5A, 6B, 7A, 8A, 9B, 10A нагружены только радиальной нагрузкой, поэтому для них можно построить таблицу:
Эквивалентную нагрузку будем определять по формуле:
Динамическую грузоподъемность будем определять по формуле:
,
Где P – эквивалентная нагрузка,
n – частота вращения вала
- срок службы подшипника (механизма в целом)
| Опора | Эквивалентная нагрузка, Н | Динамическая грузоподъемность, Н | Выбранный подшипник |
| 2B |
|
| 1000083 |
| 3A |
|
| 1000084 |
| 4B |
|
| 1000085 |
| 5A |
|
| 1000085 |
| 6B |
|
| 1000087 |
| 7A |
|
| 1000800 |
| 8A |
|
| 1000801 |
| 9B |
|
| 1000800 |
| 10A |
|
| 1000085 |
Опоры 2А, 3B, 4A, 5B, 6A, 7B, 8B, 9A, 10B нагружены не только радиальной, но и осевой нагрузкой. Однако, эта осевая нагрузка очень маленькая и в некоторых случаях можно не учитывать. Для рассматриваемых подшипников 
, таким образом
, и при
осевую нагрузку можно не учитывать. Таким образом остаются опоры 7B, 8B, 9A. Для них диаметр вала ≥ 10, значит 
и 
. Т.е. осевую нагрузку можно не учитывать.
| Опора | Эквивалентная нагрузка, Н | Динамическая грузоподъемность, Н | Выбранный подшипник |
| 2А |
|
| 1000083 |
| 3B |
|
| 1000084 |
| 4A |
|
| 1000085 |
| 5B |
|
| 1000085 |
| 6A |
|
| 1000087 |
| 7B |
|
| 1000800 |
| 8B |
|
| 1000801 |
| 9A |
|
| 1000800 |
| 10B |
|
| 1000085 |
Расчет штифтов.
Для изготовления штифтов выберем Сталь 45.
Физико-механические характеристики стали 45
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
