123201 (689396), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Радиальная сила :

Суммарная поперечная сила , действующая на вал:

Размеры участков вала (с листа): L=183,5мм , l=51,5мм . Тогда реакция в левой опоре определяется так :

4.1.2 Правая опора.

Окружная сила в зацеплении :

Радиальная сила :

Суммарная поперечная сила , действующая на вал:

Размеры участков вала (с листа): L=183,5мм , l=51мм Реакция в правой опоре :

4.2. Ресурс подшипников на быстроходном валу (надежность Р=0.9 ).

4.2.1 Левая опора.

Подшипник 206 , C_r=19500Н [8] . Ресурс:

час.

Где - эквивалентная нагрузка (для 0 режима) .

K_б - коэффициент безопасности ;

K_т - температурный коэффициент .

4.2.2 Правая опора .

Подшипник 108 , C_r=16800Н [8] . Ресурс:

час.

Где - эквивалентная нагрузка .

Замечание : коэффициенты a₂₃ и K_б .

4.3. Ресурс подшипников на тихоходном валу (надежность Р=0.9 ).

Рассматривается только левая опора , как более нагруженная . Тогда поперечная сила F=845 Н , (см. п. 4.1.1) , и реакция (рис.3 , L=183мм , l=51мм ) :

Эквивалентная нагрузка

Подшипник 205 , C_r=14000Н [8] . Ресурс:

час.

4.4. Подшипник под паразитной шестерней .

4.4.1 Некоторые геометрические параметры.

Из рис.4 видно , что по теореме косинусов:

, .

Аналогично:

, .

4.4.2 Сила, действующая на подшипник.

Силы F_t1 и F_r1 определены в п. 2.1.1. Так как из условия динамического равновесия F_t1= F_t2 (по абсолютной величине) , следовательно :

и

Действующая на подшипник сила F определяется через свои проекции :

4.4.3 Ресурс подшипника (надежность Р=0.9 ).

Частота вращения паразитной шестерни :

Эквивалентная нагрузка :

где V=1.2 - коэффициент , учитывающий , что вращается наружное кольцо.

Подшипник 1205 , С_r=12100Н [8] . Ресурс :

час.

5. Расчет валов

5.1. Быстроходный вал. Расчет на прочность.

Расчет является проверочным , так как диаметр вала выбирался из конструктивных соображений . Исходные данные для расчета: L=183.5 мм , l=51.5 мм , F =845Н , R_л=608Н , F_t=794Н(см. 4.1.1) .Диаметр в опасном сечении D=d_f=29 мм (z=17,m=2 мм) . Изгибающий момент в нем : . Крутящий момент : . Тогда эквивалентное напряжение в опасном сечении может быть получено с использованием формулы теории наибольших касательных напряжений :

Видно , что оно незначительно . Из расчета на прочность для вала-шестерни назначается сталь 45 (HB 200 ,_Т=280 мПа).

5.2. Тихоходный вал.

5.2.1 Расчет на прочность.

Как и в предыдущем случае расчет является проверочным , так как диаметр вала выбирался из конструктивных соображений .Исходные данные для расчета: L=183 мм , l=51 мм , F =845Н , R_л=610Н , F_t=748Н. Диаметр в опасном сечении d=30 мм . Изгибающий момент в нем : . Крутящий момент (z=87 , m=2 мм) . Тогда эквивалентное напряжение в опасном сечении:

В качестве материала для тихоходного вала принимается сталь 45 (HB 200 ,_Т=280 МПа ).

5.2.2 Расчет на выносливость.

Расчет на выносливость проводится в форме сравнения расчетного коэффициента запаса прочности с допускаемым . Расчет проводится в наиболее опасных сечениях , которыми является место посадки колеса ступени 1 , нагруженное наибольшим крутящим моментом и ослабленное шпоночным пазом и место утонения вала у левой опоры , ослабленное ступенчатым переходом с галтелью . Рассматривая первое сечение , получаем :

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

где - амплитуда напряжений цикла ;

_m=0 - среднее напряжение цикла ;

- предел выносливости в данном сечении

где _-1 =250 мПа - сопротивление усталости для данного материала ;

где K_коэффициент эффективной концентрации напряжений ;

K_v=0,88 - масштабный коэффициент ;

K_F=1,05 - коэффициент влияния шероховатостей ;

K_v=1 - коэффициент , учитывающий влияние поверхностного упрочнения.

тогда и

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

где - амплитуда напряжений цикла и среднее напряжение цикла ;

- предел выносливости в данном сечении

где _-1 =150 МПа - сопротивление усталости для данного материала ;

;

смысл коэффициентов такой же как и для нормальных напряжений .

тогда

- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Расчетный коэффициент запаса по износу :

Во втором сечении действуют только касательные напряжения , аналогично рассмотренному выше , получаем :

где

;

где K_определяется по отношениям t/r=2,5/1=2,5 и r/d=1/25=0,04 (t-высота перехода , r-радиус скругления галтели ,d- диаметр вала), K_1,9.

Предел выносливости :

Чувствительность к асимметрии цикла:

6. Расчет механизмов ременной передачи

6.1. Винтовое крепление разгрузочной втулки .

Имеет место нагружение болтового соединения сдвигающей силой и моментом в плоскости , перпендикулярной плоскости стыка (крутящим моментом из-за потерь в подшипниках пренебрегаем ) . Размеры (с листа) D=95 мм , d=52 мм , d_в=72 мм , h=63 мм.

Момент , открывающий стык , равен : (F=2524Н).

Геометрические параметры сечения стыка (рис.7):

Момент инерции сечения относительно оси x :

Площадь стыка :

Эпюры сжимающих напряжений ,возникающих в стыке , их наибольшие значения равны соответственно :

где z=4 - число винтов.

где коэффициент внешней нагрузки , здесь принято  =0,2 (чугунные детали).

Необходимое усилие затяжки F_зат может быть определено из условия не раскрытия стыка (сдвига разгрузочной втулки произойти не может) :

откуда:

где _min=1,5 мПа - минимальное допускаемое сжимающее напряжение в стыке .

Расчетная нагрузка на болт:

( =0,2)

Назначаем класс прочности винта 4.8 , тогда его диаметр:

где [s]=2 - запас прочности (контролируемая затяжка) ;

_T=320 мПа - предел текучести материала винта .

Принимается винт M8.

6.2. Расчет подшипников.

Эквивалентная нагрузка на подшипники разгрузочной втулки :

где V=1.2 - коэффициент , учитывающий , что вращается наружное кольцо.

Два подшипника 209 , С_r=33200Н . Подшипники рассматриваются как один двухрядный. Суммарная динамическая грузоподъемность С’_с= С_r ^.1,625=53950Н . Ресурс подшипника при вероятности безотказной работы P=0.9 и наибольшей возможной частоте вращения n=

819 мин^-1:

час.

6.3. Крепление крышки шкива.

Через крышку на шкив передается через шлицевое соединение крутящий момент с тихоходного вала , наибольшее значение которого T=64Нм. Передача момента осуществляется через поверхность трения в форме кольца , диаметр под болты d=102мм. Тогда необходимая сила затяжки :

где k=1,5 - коэффициент запаса ;

z=4 - число болтов;

f=0,15 - коэффициент трения (чугун по чугуну).

Как видно из вычислений пункта 4.1 , для такой силы подходит винт М8 класса прочности 4.6 , при контролируемой затяжке .

7. Расчет шлицевых и шпоночных соединений

7.1. Расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение 6x21x25 передает крутящий момент с тихоходного вала на крышку шкива . Шлицевые соединения , нагруженные только крутящим моментом , рассчитываются только по напряжениям смятия :

где Kз=0,7 - коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;

z=6 - число зубьев;

h=0,5(D-d)-2f=1,4 мм - рабочая высота зуба ( f=0,3 ) ;

d_ср=0,5(D+d)=23 мм - средний диаметр соединения;

l - рабочая длина шлицев;

[_см]=60 МПа - допускаемое напряжение смятия , назначается по рекомендациям [5] , причем берется пониженное значение т.к. соединение будет испытывать дополнительный износ при реверсировании .

Тогда рабочая длина шлицев определяется как :

Длина шлицевого конца принимается равной 20 мм .

7.2. Расчет шпоночных соединений.

Шпонка , осуществляющая передачу момента с вала электродвигателя на быстроходный вал и шпонки , передающие момент с обгонных муфт на колеса стандартные для этих агрегатов (узлов) , поэтому их расчет проводить не нужно . Необходимо провести расчет шпонки , передающей момент с колеса на быстроходный вал . Наибольший передаваемый момент T=69Нм (без учета к.п.д. узлов коробки) ,размеры шпонки 6x6x40.

Напряжения смятия в шпонке:

[5]

где d=30 мм=0,03 м - диаметр вала;

k=0.5 - коэффициент погружения шпонки в вал;

h=6 мм - рабочая высота шпонки;

l=l_полн-b=34 мм - рабочая длина шпонки.

Так как шпонка стандартная , ее прочность ограничивается напряжениями смятия а не среза , поэтому расчет по напряжениям среза не проводится .

8.Расчет посадки с натягом

Минимальное необходимое давление натяга находится из условия не раскрытия стыка. Геометрические размеры: d=30 мм , d₂=50 мм , l=27 мм , L= 57 мм . Радиальная сила F=342Н (см. 4.3.2. ). Палец изготовлен из стали 45 , втулка (крышка редуктора) - из чугуна СЧ20. Тогда условие не раскрытия стыка запишется как (см. [5]) :

где р - расчетное давление в запрессованном соединении ;

Характеристики

Список файлов курсовой работы