124184 (689895), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

Находим момент крутящий на выходном валу:

Определяем номинальный момент на валах по формуле:

Определим минимальные диаметры валов, допускаемые по прочности по формуле:

Из конструктивных соображений принимаю диаметр первого вала: d=32мм.

Принимаю диаметр второго вала: d=34мм

Принимаю диаметр четвертого вала: d=30мм

Принимаю диаметр пятого вала: d=42мм

Принимаю диаметр третьего вала: d=50мм.

8.1 Уточненный расчет вала

Уточненный расчет выполняем для пятого вала.

Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из ширины зубчатых колес и ширины подшипников.

Определим силы действующие в зубчатом зацеплении. При расчетной схеме нагружения в зацеплении участвует передача с передаточным отношением i₆=1/1,41, параметры зубчатых колес которой приведены в таблице 7.1.

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

F_t= H

Определяем радиальную силу:

F_r=F_ttgα,

Где α – угол профиля зубьев. α=20⁰

F_r=2458,95∙tg20⁰=894,98 Н.

Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.

Рисунок 8.1 – Схема нагружения и эпюры крутящих и изгибающих моментов рассчитываемого вала.

Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.

ΣМ_А^В=0;

F_t585-R_B^B618=0;

ΣМ_B^В=0;

-F_t 33+R_A^B618=0;

По найденным реакциям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Составим уравнение равновесия в горизонтальной плоскости.

ΣМ_А^Г=0;

F_r 585 – R_B^Г 618=0;

ΣМ_В^Г=0;

-F_r 33 + R_А^Г 618=0;

Н

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

М_изг=

Эквивалентный момент в опасном сечении вала:

М_экв=

Проверяем диаметр вала в опасном сечении:

d_в=10 =

8.2 Расчет вала на усталость

Усталостный расчет вала выполняется как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

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

Амплитудные значения напряжений изгиба и кручения определяются по формулам:

_а =

_а =

где М – изгибающий момент в сечении; W_нетто – момент сопротивления сечения изгибу, W_кнетто – момент сопротивления сечения кручению;

Момент сопротивления сечения изгибу для сечения со шпоночным пазом определяется по формуле:

W_нетто=

W_нетто= =10747,05 мм³

Момент сопротивления сечения кручению определяется по формуле:

W_нетто=

W_кнетто =

_а = = 8,036 МПа

_а = = 54,6 МПа

Коэффициенты запаса усталостной прочности определяются по формуле:

• по нормальным напряжениям

n =

• по касательным напряжениям

n =

где _-1, _-1 – пределы выносливости для стали 40, определяется по таблице 7 [5, с. 11],

_-1 = 340 МПа, _-1 = 200 МПа;

, - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров вала, определяются по таблице 15 [5, с. 11], = = 0.81;

(к)_d, (к)_d – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и

кручении с учетом влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент упрочнения поверхности, = 1 – при улучшении;

_а, _а – напряжения изгиба и кручения;

, - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, определяется по таблице 9 [5, с. 11],

= 0.05, = 0;

_m = 0;

_m = _а.

Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении с учетом влияния шероховатости поверхности определяются по формулам:

(к)_d = к + -1

(к)_d = к + - 1

где к, к - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, определяются по таблице 18 [5, с. 31], к= 1,6, к = 2,45;

, - коэффициенты влияния шероховатости поверхности,

определяются по таблице 20 [5, с. 32], = = 1.

Определяем (к)_d:

(к)_d = 1,6 + 1 – 1 = 1,6

Определяем (к)_d:

(к)_d = 2.45 + 1 –1 = 2,45

определяем n:

n = =20,5

Определяем n:

n = = 6,227

Общий запас прочности определяется по формуле:

n =

n = = 5,95

n≥[n]=1.5…2.5, т. е. условие выполняется.

9. ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ ПЕРЕДАЮЩИХ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ

К элементам передающим крутящий момент относят детали в соединениях зубчатых колес с валами, передающие крутящий момент, и электромагнитные муфты.

В качестве сединительных элементов в соединении зубчатых колес с валами принимаем шпоночные и шлицевые соединения.

Для блока шестерен Z₁ Z₃ Z₅ расположенного на первом валу выбираем размеры шлицев: D=6x26x32

Для блока шестерен Z₁₇ Z₁₉ расположенного на втором валу выбираем размеры шлицев: D=6x26x32

Для блока шестерен Z₁₁ Z₁₃ Z₁₅ расположенного на пятом валу выбираем размеры шлицев: D=8x36x42

Для зубчатых шестерен Z₂ Z₄ Z₆ на втором валу диаметром 25мм шпонки имеют следующие размеры:

bxhxl=8x7x28мм, t₁=4мм, t₂=3.3мм

для шестерни Z₈ и Z₉ на четвертом валу:

bxhxl=8x7x28мм, t₁=4мм, t₂=3.3мм

для шестерни Z₁₀ на пятом валу:

bxhxl=12x8x28мм, t₁=5мм, t₂=3.3мм.

для крепления зубчатых колес Z₁₂ Z₁₄ Z₁₆ Z₁₈ Z₂₀ на третьем валу:

bxhxl=14x9x36мм t₁=5.5мм, t₂=3.8мм

Проверяем выбранные шпонки на прочность.

Шпонки подлежат проверке на смятие, которая проводится по формуле:

_см = [_см]

где М_кр –крутящий момент на валу, принимается согласно таблицы 1.2;

d – диаметр вала; h – высота шпонки; l_р – рабочая длина шпонки; [_см] – допускаемые напряжения смятия для материала шпонки, для стали [_см] = 150 МПа.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

l_р = l_шп – b

где l_шп – длина шпонки; b – ширина шпонки.

- для шпонки 8x7x28 ( вал 2;4)

l_р = 28 – 8 = 20 мм

_см = =16,6 150 Мпа

• для шпонки 12x8x36 ( вал 5)

l_р = 36 – 12 = 24 мм

_см = =116,5 150 Мпа

• для шпонки 14x9x36 (вал 3)

l_р = 36 – 14 = 22 мм

_см = = 133,1 150 Мпа

Все выбранные шпонки соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

Выбранное шлицевое соединение проверяется на смятие рабочих поверхностей шлицев по формуле:

де - - коэффициент, который учитывает неравномерное распределение нагрузки между шлицами (обычно принимают 0,75);

D, d, z – размеры сечения соединения (внешний, внутренний диаметры и количество шлицев); f – размер фаски по длине шлица, мм; lp – рабочая длина шлицев , мм; [ зм] – напряжение смятия, которое допускается, 15МПа (табл. 7.2).

Рабочая длина шлицев определяется конструкцией соединений и чаще всего равняется длине ступицы детали, которая монтируется.

Для первого вала D=6x26x32:

Для второго вала D=6x26x32:

Для пятого вала D=8x36x42

Все выбранные шлицы соответствуют условию прочности при проверке на смятие.

10. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Для выбора подшипников опор валов определяем диаметры шипов валов, которые определяются по формуле:

d_ш=(0,8…0,9) d_в

d_шI=(0,8…0,9) 20=16…18мм

d_шII=(0,8…0,9)25=20…22,5мм

d_шIII=(0,8…0,9)50 =40…45мм

d_шIV=(0,8…0,9)30=24…27мм

d_шV=(0,8…0,9)40=32…36мм

Учитывая элементы расположенные на валах а также по полученным диаметрам шипов, выбираем подшипники, параметры которых сносим в таблицу 12.1.

Таблица 10.1 – Параметры подшипников на валах коробки подач.

11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

Смазочная система станка служит для подачи смазочного материала ко всем трущимся поверхностям.

Существует несколько схем подвода смазочного материала к трущимся поверхностям. Индивидуальная схема служит для подвода смазочного материала к одной смазочной точке, централизованная к нескольким точкам. В нераздельной схеме нагнетательное устройство присоединено к смазочной точке постоянно, в раздельной оно подключается только на время подачи смазочного материала. В проточной системе жидкий или пластичный материал используется один раз. В циркуляционной системе жидкий материал подается повторно. В системах дроссельного дозирования объем смазочного материала , подаваемого к смазочной точке регулируется дросселем. В системах объемного дозирования могут регулироваться не только доза, но и частота подачи. В комбинированных системах могут быть предусмотрены объемное и дроссельное регулирование одно- и двухматериальные питатели. Системы с жидким смазочным материалом в зависимости от способа его подачи к поверхностям трения могут быть разбрызгивающими, струйными, капельными, аэрозольными.

Для смазки данного станка принимаем импульсную смазочную систему, в которой смазочный материал ко всем поверхностям трения подается одновременно. Схема импульсной системы приведена на рисунке 13.1, где 1 – указатель уровня смазочного материала; 2 – приемный фильтр; 3 – насос; 4 – фильтр напорной магистрали; 5 – манометр; 6 – смазочный дроссельный блок с ротаметрическими указателями; 7 – реле расхода смазочного материала; 8 – точки смазывания; 9 – указатель потока; 10 – точки смазывания с форсункой; 11 – точки смазывания; 12 – смазочный дроссельный блок; 13 – сливной магнитосетчатый фильтр; 14 – предохранительный клапан;15 – реле уровня; 16 – фильтр; 17 – резервуар.

Характеристики

Список файлов курсовой работы