123806 (689627), страница 5

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

Текст из файла (страница 5)

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l₁ = 108мм, l₂ = 184мм и l₃ = 156мм.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8.3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

- вычерчиваем кинематическую схему привода;

- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К₁, К₂, К₃, К₄, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила F_tш = 20470 Н, Радиальная сила F_rш =7928 Н; Осевая сила F_aш =7450 Н.

- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени F_tk = 8651 Н; радиальная сила F_rk = 3349 Н; осевая сила F_ак = 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l₁ = 108 мм, l₂ = 184 мм, l₃ = 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

- в вертикальной х0у

ΣМ_F(D) =0.

.

R_DX = R_CX –F_rш +F_rk = 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н

- в горизонтальной zOx

ΣМ_F(D) =0

ΣМ_F(D) = - F_tш ∙(l₁+l₂)+ F_tk ∙l₁+ R_{c z} (l₁ + l₂ +l₃ ) = 0

R_DZ = - R_{c z} + F_tш + F_tk = - 11256 + 20470 – 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K₃: М_К3 = R_DX · l₁ = 2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K₄: М_К4 = R_CX · l₃ = 7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K₄: М_К4 = R_Dz · l₁ = 562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K₃:

в m.K₄:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К₄).

Значение эквивалентного момента в m.K₄:

.

– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

– сталь 40. [σ₁], σ₀ - допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда R_а 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d₃₂ = 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d₃₂ = 75,0мм, т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:

σ_-1 = 043σ_В =0,43 · 800 = 344 МПа, σ_m = 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 0,58 · 344 = 199,52 МПа; τ_m = τ_а =2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где М_Зj – суммарный момент изгиба в m. К₄, Нм,

Рис. 11 .1.

_Зj – осевой момент в сечении опор j – того участка вала. Для сечения в m. К₄, м³.

где d – диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:

где W _кj – полярный момент сечения опор j – того участка вала. Для сечения под шпонку, м³.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - К_σ = 1,75, при кручении - К_τ =1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - έ_σ = 0,745; при кручении- έ_r = 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе – ψ_σ =0,02 + 2·10^-4 · 800 = 0,18 МПа;

при кручении - ψ_τ =0,5ψ_σ = 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕ_σ и Ѕ_τ – коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ] –допустимое значение коэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ≥2,5…3,0, с.185, [1].

,

,

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники – 70 мм

Реакции в опорах: R_сх = 7262 Н, R_DX =2683Н,

R_CZ=11256, R_OZ=562H

Осевые силы: F_фш = 7450 Н, F_ок = 3139Н.

Угловая скорость: ω₃ =18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

,

где R_пх = R_nz – радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.

;

.

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d = 70 мм, D = 150 мм, B = 35 мм.

C = 168 кН – динамическая грузоподъемность;

С₀ = 137 кН – статическая грузоподъемность;

е = 1,5tga =1,5 tg14⁰ = 0,37.

Результирующая осевая сила:

F_a = F_аш F_ак = 7450 –3139= 1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций S_п в подшипниках от радиальных реакций R_rn:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

S_C=eR_rC=0.37∙13395=4956H;

для опоры В:

S_D=eR_rD=0.37∙2741=1014.0H.

Определение осевых реакций R_ап подшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему – «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

ΣF=-S_C+F_a+S_D=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда

R_aD=F_a+S_C=4311+4956=9267H

-в т. С

ΣF=-S_D-F_a+S_C=-1014-4311+4956=-369H.>0

тогда

R_aC=S_C=4956H.

10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

P_en=(X∙V∙R_rn+Y∙R_an)∙K_σK_T :

- опора С: Р_еС=(1∙1∙13395+0∙4956)∙1,3∙1,0=17413,5Н;

- опора D: P_eD=(0.4∙1∙2741+1.88∙9267)∙1.3∙1.0=24074H.

10.4 Определяем долговечность подшипников

,

где п_i- частота вращения i-того вала, об/мин,

.

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода L_h=1∙10⁴ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

М_max=K_PM_н=1,5∙6682=10023Нм,

где K_P = 1,5 – коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

М_н – номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм, d_в = 105 мм, n_max=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B = 50 мм, D=320 мм, D₁=230 мм, D₂=140 мм, L=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

d_В=110 мм, d₁=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h₁= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,

Характеристики

Список файлов курсовой работы