124163 (689879), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

l_ст=b+10мм – длина ступицы колеса:

l_ст=40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца ступицы шкива.

Принимаем 40мм. l_ш=60мм - длина ступицы шкива.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=21/2+10+10+50/2;

а=b=55,5мм

Принимаем а=b=55мм.

с= Вп/2+40+l_ш/2;

с=21/2+40+60/2;

с=80,5мм

Принимаем с=80мм.

L=Вп/2+a+b+c+ l_зв/2;

L=21/2+55+55+80+60/2;

L=230,5мм;

Принимаем L=235мм.

7.4 Расчет ведущего вала на изгиб с кручением

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Fad/2]:

m_а=6191·4010^-3/2;

m_а≈124Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

R_By·(a+b)-F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·а+ m_а)/ (a+b);

R_By= (2252·0,055+124)/ 0,11;

R_By==2253Н

2m_Ву=0

R_Аy·(a+b)+F_r·b- m_а=0

R_Аy==(-F_r·b m_а)/ (a+b);

R_Аy =(2252·0,055+124)/ 0,11;

R_Аy =1Н

Проверка: F_Ку=0

R_Аy- F_r - R_By=1-2252+2253=0

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

М_1у=0;

М_2у= -R_Аy·а;

М_2у=-1·0,055;

М_2у =-0,05Нм;

М_2’у= М_2у- m_а(справа);

М_2’у=-0,05-124;

М_2’у =-124Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.9)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала.

1m_Ах=0;

-F_Оп·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)+F_t·a=0;

-861·(0,055+0,055+0,08)+R_Вх·(0,055+0,055)-2615·0,055=0;

R_Вх=307,4/0,11;

R_Вх2795Н

2m_Вх=0;

R_Ах·(a+b)-F_t·b-F_оп·с= 0;

R_Ах=(26150,055+8610,08)/0,11;

R_Ах1934Н

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

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах·а;

М_2х=-1934·0,055;

М_2х=106Нм;

М_3х= F_Оп ·с;

М_3х=861·0,08;

М_3х=69Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d/2;

Т_II-II=26154010^-3/2;

Т_II-II=52Нм.

Так как значения изгибающих и крутящих моментов значительно меньше, чем у ведомого вала расчет вала на прочность не проводим.

8 Подбор подшипников

8.1 Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n₂=722мин^-1;

d_п3=30мм;

R_Аy=1Н;

R_Ах=1934Н;

R_By=2252Н;

R_Вх=2791Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис.9).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

D_n2=72мм;

В_n2=21мм;

С₀=40кН – статическая грузоподъемность;

С=29,9кН – динамическая грузоподъемность

е=0,34 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,78 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис.9 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83eF_r [1,c.216]

S₁=0,830,343587;

S₁=1012Н;

S₂=0,830,341934;

S₂=546Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=1012Н;

F_aII=546+1012;

F_aII=1558Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(ХVF_r2+УF_aII)KK_τ;

где K - коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э2=(0,411934+1,781558)1,51; F_э2=5146Н≈5,2кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода 3 года при двухсменной работе L_hmin=260х8х2х3=12500ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n₂=72,2мин^-1;

d_п3=60мм;

R_Аy=2162Н;

R_Ах=3286Н;

R_By=436Н;

R_Вх=2558Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис.10).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

D_n2=110мм;

В_n2=30мм;

С₀=94кН – статическая грузоподъемность;

С=75кН – динамическая грузоподъемность

е=0,392 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,528 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

>е

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4. Подшипники устанавливаем враспор.

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83eF_r [1,c.216]

S₁=0,830,3922595; S₁=844Н;

S₂=0,830,3923933; S₂=1280Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=844Н;

F_aII=844+1280;

F_aII=2124Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(ХVF_r2+УF_aII)KK_τ;

где K - коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э2=(0,413933+1,782124)1,51;

F_э2=8030Н=8,03кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=12500ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.

9. Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3].

Рис.10 Сечение вала по шпонке

Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=8x7 мм² при t=4мм (рис.10).

При длине ступицы шкива l_ш=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(9.1)

где Т – передаваемый момент, Нмм; Т_II=70570Нмм

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 шкив из ст.3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

10. Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т₃=232Нм=495300Нмм.

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5,5мм.

При l₁=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (9.1).

Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм² при t=7,5мм.

При l₁=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]_см=70…100 МПа) и Т₂=748 Нмм:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.6.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

11. Определение конструктивных размеров червячной передачи

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

d_ст=1,55d;

d_ст=1,55х71=110мм

Учитывая, что диаметр впадин d_f=150,4мм конструкцию червячного колеса принимаем биметаллической, т.е. колесо без обода из серого чугуна, а венец – из бронзы БрА9Ж3Л. Определяем конструктивные размеры частей (см. рис.11).

Рис.11 Конструктивные размеры червячного колеса d=(0,4…0,5)b=0,5х32=16мм, h=(0,3…0,4)d=5мм

Размеры фасок венца и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров.

f_о=2,5мм (для d=110…164мм), f_ст=2,0мм (для d=71мм)

Характеристики

Список файлов курсовой работы