125219 (690343), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

Расчёт размеров ведём в соответствии с таблицей 4.9 [3]. Ширина шкивов:

М= (n-1) e + 2f = (4-1) ·25.5+2·17=110.5 мм

где п = 4 - число ремней; е= 25,5 - шаг ремня; l = 17 - расстояние от кромки шкива до оси первого зуба ремня. Данные приняты в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина ободов:

δ = 1.3h = 1.3·14.3 = 18.6 мм

принимаем δ - 19 мм.

где h = 14,3 мм - глубина паза для ремня, принят в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина дисков:

С = 1,3 δ = 1.3·19 = 24.7 мм

принимаем С =25 мм.

Диаметры ступиц:

Ведущего шкива:

d_стб = 1.55d_в = 1.55·48 = 74.4 мм

принимаем d_стб = 80 мм

Ведомого шкива:

d_стт = 1.55d = 1.55·40 = 62 мм

принимаем d_стт = 70 мм

Длины ступиц:

Ведущего шкива:

l_стб = 1.55d_дв = 1.5·48 = 72 мм

принимаем l_стб = 80 мм

Ведомого шкива:

l_стт = 1.55d = 1.5·40 = 6 мм

принимаем l_стт = 60 мм

Шкивы устанавливаются на валах при помощи шпонок.

11. Уточнённый расчёт валов

11.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.11.1

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:

M_{y max} = 252780 Нмм

M_{x max} = 396360 Нмм

M_{кр max} = 16470000 Нмм

11.2 Проверка статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным является сечение под колесом, где действуют максимальные изгибающие моменты в обеих плоскостях.

Геометрические характеристики сечения без учёта шпоночного паза:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжение от изгиба:

Напряжение от кручения:

Эквивалентные напряжения от действия изгиба и кручения:

Расчётные напряжения равные 15,7 МПа не превышают допускаемых равных 426 МПа, условие статической прочности для тихоходного вала выполняется.

11.3 Проверка усталостной прочности тихоходного вала

Расчёт проводим в соответствии с §6.2 [4].

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 2.5 Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

σ_-1≈ 0.43σ_в = 0.43·800 = 344 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

τ_-1≈ 0.58σ_-1 = 0.58·360 = 209 МПа

Проверяем сечение со шпоночной канавкой для крепления полумуфты. Канавка вызывает концентрацию напряжений, поэтому сечение будет опасным.

Диаметр вала в этом сечении мм. Для шпоночной канавки (см. табл.6.5 [4]): k_σ =1.8 и к_τ = 1.7; масштабные факторы ε_σ = 0.7; ε_τ =0.7 (см. табл.6.8 [4]); коэффициенты ψ_ω ≈0.25 и ψ_r =0.1 (стр.100 [4]).

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

M_y= 0 Нмм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

M_x= 0 Нмм

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:

где b, t₁ - размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и ступицу полумуфты (см. расчёт шпонок).

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается. Следующее сечение - место посадки подшипника - концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

принимаем ψ_ω≈ 0.25 и ψ_r = 0.1

Изгибающий момент:

М = 0Нмм

Амплитуда нормальных напряжений:

σ_ν = σ_max = 0 МПа

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

Проверяем сечение где диаметр 95 мм переходит в диаметр 105 мм. Концентрация напряжений обусловлена переходом от одного диаметра к другому и наличием канавки для выхода шлифовального круга. Расчёт ведём со стороны противоположной выходному участку вала, поскольку с этой стороны действует большая радиальная нагрузка и, следовательно, большой изгибающий момент. При D/d = l.15; r/d = 0.01 (г - радиус канавки) коэффициенты концентрации напряжений k_σ = 1.8 и k_τ = 1.7 (табл.6.3 [4]); масштабные факторы ε_σ = 0.7 и ε_τ = 0.7 (табл.6.8 [4]);

Суммарный изгибающий момент в сечении:

M = 156702Нмм

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

Проверяем место посадки колеса. Концентрация напряжений обусловлена

наличием шпоночного паза (табл.6.5. [4]): k_σ =1.8 и k_τ =1.7 (табл.6.3 [4]); масштабные факторы ε_σ = 0.7 и ε_τ = 0.7 (табл.6.8 [4]); коэффициенты ψ_ω ≈ 0.25 и ψ_r = 0.1 (см. стр.100 [4]).

Крутящий момент:

M_X = 1647000Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:

где b, t₁ - размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и зубчатое колесо (см. расчёт шпонок).

Амплитуда нормальных напряжений изгиба с учётом шпоночного паза:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается. Усталостная прочность обеспечена во всех опасных сечениях, т.е. обеспечена в целом для вала.

11.4 Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости

На выходные участки валов, предназначенные для установки полумуфт и шкивов назначаем поле допуска р6. На выходных участках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h=0.9...1 до твёрдости 40...50 HRC мм и отшлифовать до шероховатости Ra0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±1Т 14/2.

Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ral.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Для ограничения отклонения геометрической формы дорожек качения колец подшипников задаем допуск цилиндричности для посадочных поверхностей подшипников 0.01. Для ограничения концентрации давлений на посадочной поверхности вала в месте установки зубчатого колеса, задаем допуск цилиндричности 0.02. В месте установки полумуфт и шкивов задаём допуск цилиндричности 0.05. Для ограничения перекоса колец подшипников относительно их общей оси задаем допуск соосности посадочных поверхностей подшипников 0.01. допуски соосности задаем и на посадочные поверхности под установку полумуфт, колеса, шкивов для обеспечения кинематической точности передач.

12. Смазка редуктора

Для смазывания передачи применим картерную систему смазывания.

В соответствии с указаниями табл.8.1. [3] для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр.136 [3] глубина погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d₂, (рис.12.1).

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.

13. Конструирование крышек подшипников

Расчёт ведём в соответствии с §7.2 [3].

Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.13.1

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра принимаем по таблице 7.3 [3].

13.1 Определение размеров крышки быстроходного подшипника

Наружный диаметр быстроходного подшипника D = 90 мм, принимаем δ=6 мм, d =8 мм, z =4. Толщина фланца крышки:

δ₁ =1,2 = 1,2 δ = 1,2·6 = 7.2мм

принимаем δ ₁ = 1мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ₂ = δ= 6мм

Диаметр фланца крышки:

Характеристики

Список файлов курсовой работы