124170 (689885), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах·а;

М_2х=-512·0,093=-47,6Нм;

М_3х=- F_ш ·с;

М_3х=-1232·0,067=-82,5Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₁/2;

Т_II-II=2,76Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

По рис.9 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.

10.3 Расчет ведомого вала

Расчет производим аналогично п.10.1.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Faxd/2]:

m_а=138·16010^-3/2=11Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·0,042- m_а)/ 0,084=(3176·0,042-11)/ 0,084=1457,04Н

Принимаем R_By=1457Н

2m_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а=0

R_Аy==(F_r·0,042+ m_а)/ 0,084=(3176·0,042+11)/ 0,084=1718,95Н

Принимаем R_Аy=1719Н

Проверка:

F_Ку=0

R_Аy- F_r+ R_By=1719-3176+1457=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=1719·0,042=72,2Нм;

М_2’у= М_2у- m_а(слева);

М_2’у=72,2-11=61,2Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

F_m·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)- F_t·a=0;

5784·(0,042+0,042+0,086)-R_Вх·(0,042+0,042)-8725·0,042=0;

R_Вх=(983,3-366,45)/0,084;

R_Вх=7343,2Н

R_Вх7343Н

2m_Вх=0;

-R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(366,45+497,4)/0,084;

R_Ах=10284,2Н

R_Ах10284Н

Проверка

m_Кх=0;

-R_Ах+ F_t- F_m+R_Вх=-7343+8725-5784+10284=0

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

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах·а;

М_2х=-10284·0,042=-432Нм;

М_3х=- F_m ·с;

М_3х=-5784·0,086=-497Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₂/2;

Т_II-II=698Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

По рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.

11 Расчет валов на выносливость

По рис.9 и рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала, где эквивалентный момент более, чем в три раза больше, чем у ведущего вала. Поэтому расчет на выносливость проводим только для ведомого вала.

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С-С

Рис.11 Схема для определения суммарного изгибающего момента

; (11.1)

Из табл.3 выбираем данные по шпонке:

Сечение шпонки b·h=20·12.

Глубина паза ваза t₁=7,5мм

Диаметр вала d_к3=71мм.

Определяем осевой и полярный моменты сопротивления в сечении С-С вала с учетом шпоночного паза [1. табл.8.5]

(11.2)

(11.3)

; мм³;

; мм³:

Определяем напряжение изгиба в сечении С-С

; (11.4)

; ;

Принимаем .

Определяем напряжения кручения в сечении С-С

; ;

Принимаем .

Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию вал неверсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рис.12), а напряжения кручения – по пульсирующему циклу (рис.13).

Рис.12 Цикл перемен напряжений изгиба

Рис.13 Цикл перемен напряжений кручения

Из рисунков следует:

- для перемен напряжений изгиба:

_v=_и; _м=0; _v=14МПа.

- для перемен напряжений кручения:

τ_v=τ_и=τ_к/2; τ_v=τ_и=5МПа.

Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом, тогда находим коэффициент нормальных напряжений.

έ и έ_τ – масштабные факторы

Учитывая примечание 2 [1, с.166 табл.8.7]

[1, с.166 табл.8.7]

;

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :

R_а=0,32…2,5мкм;

β =0,97…0,9; [1, с.162]

Принимаем β =0,92.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба. [1, с.162]

(11.5)

; .

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ψ=0,1.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения. [1, с.164]

; (11.6)

;

Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С [1, с.162]

(11.7)

где [S]=1,5…5,5 – требуемый коэффициент запаса усталостной прочности [1, с.162]

Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтому конструкцию вала сохраняем.

12 Расчет подшипников на долговечность

12.1 Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n₂=652мин^-1;

d_п3=30мм;

R_Аy=2526Н;

R_Ах=512Н;

R_By=650Н;

R_Вх=1607Н;

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.14 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

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

S₁=0,830,341733; S₁=489Н;

S₂=0,830,342577; S₂=727Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=489Н;

F_aII=489+723; F_aII=1216Н.

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=(0,412577+1,781216)1,51; F_э2=3195Н=3,2кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

.

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=10000ч.

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

12.1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n₂=65,2мин^-1;

d_п3=60мм;

R_Аy=1719Н;

R_Ах=10284Н;

R_By=1457Н;

R_Вх=7343Н;

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.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис.15 Схема нагружения тихоходного вала

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

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

S₁=0,830,3927496; S₁=2440Н;

S₂=0,830,39210426; S₂=3392Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=2440Н;

F_aII=2440+3392; F_aII=5832Н.

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=(0,4110426+1,785832)1,51; F_э2=14550Н=14,55кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

.

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=10000ч.

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

13 Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 2,38 м/с. Контактные напряжения _Н = 510 Н/мм². По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.15):

Рис.16 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} 0.25d₂ = 0.25160 = 40мм;

h_{м min} = m = 4мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Характеристики

Список файлов курсовой работы