123725 (689577), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

Т_1-1= Т_2-2= Т_3-3= T₁=0,85Нм;

T_4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм².

Эквивалентный момент:

; ;

Нм².

5.3 Расчет промежуточного вала - червяка

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σ_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца червяка из расчёта на чистое кручение

;

где [τ_к]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем d_в=8мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 10мм.

Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

b₂=18мм;

b₃=28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l₁=30мм; l₂=30мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 1 по мм подшипник №36100К6, у которого D_п=26мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

М_Су=0;

-R_Dу·0,09+F_r3·0,03+F_r2·0,12=0

R_Dy=(262,5·0,03+21,2·0,12)/ 0,09;

R_Dy==116Н.

М_Dу=0;

R_Cy·0,09- F_r3·0,06+ F_r2·0,03=0;

R_Cy=(262,5·0,06-21,2·0,03)/ 0,09;

R_Cy=168Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у=-R_Cy·0,03;

М_2у=-5Нм;

М_{3услева}=-R_Cy·0,09+F_r3·0,06;

М_{3услева}=0,6Нм

М_{3усправа}= F_r2·0,03;

М_{3усправа}= 0,6Нм

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

М_Сх=0;

R_Dx·0,09-F_t3·0,03-F_t2·0,12=0;

R_Dx=( 262,5·0,03+ 58,3·0,12)/0,09;

R_Dx=87,5Н;

М_Dх=0;

R_Cx·0,09- F_t3·0,06-F_t2·0,03=0;

R_Cx=(262,5·0,03+58,3·0,06)/ 0,09;

R_Cx=126Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1x=0;

М_2x=-R_Cx·0,03;

М_2x=-3,8Нм;

М_3xслева= -R_Cx·0,09-F_t3·0,06;

М_3xслева=-27Нм;

М_{3xсправа}= F_t2·0,03;

М_{3xсправа}=1,7Нм;

М_4у=0.

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.8)

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент

Т_1-1=0;

Т_2-2=-Т_3-3=- T₂=-2,1Нм;

Т_4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

;

;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;

; Нм.

Эквивалентный момент:

; ; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5

Параметры валов

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.9.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=6 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=2x2 мм² при t=1,2мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты l_м=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т – передаваемый момент, Нмм; Т₁=0,85 Нм.

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b,мм;

[]_см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

Для зубчатого колеса вала при d=15 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=5x5 мм² при t=3мм, t₁=2,3мм. Т₁=0,85Нм.

При длине ступицы шестерни l_ш=15 мм выбираем длину шпонки l=12мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=8 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=2x2 мм² при t=1,2мм, t₁=1мм. Т₂=2,1Нм. При длине ступицы шестерни l_ш=18 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т₃=21Нм.

Для выходного конца вала при d= 18мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм² при t=3,5мм.

При длине ступицы полумуфты l_М=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для червячного колеса тихоходного вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7мм² при t=4мм.

При длине ступицы шестерни l_ш=28 мм выбираем длину шпонки l=22мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливается колесо из бронзы ([]_см=70…90 Н/мм²) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты. Исходные данные для расчета:

М_Иэкв= 146Нм;

М_И=144Нм;

Т_3-3=21Нм;

d_в=30мм;

в=8мм – ширина шпонки,

t=4мм – глубина шпоночного паза,

l=22мм – длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ_-1]_и=60МПа:

мм; 30>23.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба: σ_и=М_и/W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм³;

σ_и=144000/32448=4,4Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна: σ_а= σ_и =4,4Н/мм².

Определяем напряжения кручения: τ_к=Т_3-3/W_к;

где W_к – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм³;

τ_к=21000/64896=0,3Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τ_а= τ_к /2=0,3/2=0,15Н/мм².

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

(К_σ)_D=( К_σ/К_d+ К_F-1)/ К_y;

(К_τ)_D=( К_τ/К_d+ К_F-1)/ К_y; (7.1)

где К_σ и К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой К_σ =1,6, К_τ =1,4;

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем К_d =0,75;

К_F- коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости R_а=1,6 К_F=1,05;

К_y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ К_y =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(К_σ)_D=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

(К_τ)_D=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(σ_-1)_D=σ_-1/(К_σ)_D; (τ_-1)_D=τ_-1/(К_τ)_D; (7.2)

где σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ_-1 = 380Н/мм² , τ_-1 ≈0,58 σ_-1 =220Н/мм²;

(σ_-1)_D=380/1,45=262Н/мм²; (τ_-1)_D=220/1,28=172 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

Характеристики

Список файлов курсовой работы