Пространственная схема расположения валов и сил в зацеплении
.doc4. Пространственная схема расположения валов и сил в зацеплении.
5. Расчёт быстроходного вала II.
5.1. Проверочный расчёт на выносливость.
5.1.1. Реакции в опорах, эпюры, изгибающие и вращающие моменты. Проекции сил на горизонтальную плоскость.
RBГ
∑MAГ = 0;
RBГ∙72 – Ft1∙36 = 0;
Ft1=1514,4 Н;
RBГ∙72 -1514,4∙36 = 0;
RBГ = 757,2 Н.
∑MBГ = 0;
RАГ∙ 72 - Ft1∙32 = 0;
RАГ∙72 -1514,4∙36 = 0;
RАГ = 757,2 Н.
Проверка:
ΣX=0
RAг + RBг – Ft1=0
757,2 + 757,2 – 1514,4 =0
Проекции сил на вертикальную плоскость.
RBВ
∑MAГ=0;
RBВ∙ 72– Fr1∙36 = 0;
Fr1=551,2 H;
RBВ∙ 72 – 551,2∙36 = 0;
RBВ = 275,6 Н;
∑MВВ=0;
RАВ∙ 72 – Fr1∙36 = 0;
RАВ∙ 72 – 551,2∙36 = 0;
RАВ = 275,6 Н.
Проверка:
ΣX=0
RBВ + RАВ - Fr1 = 0.
275,6 + 275,6 – 551,2 = 0
Реакции в опорах.
Изгибающий момент в сечении
5.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.
По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х.
По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х.
σв = 730 МПа,
σТ = 500 МПа,
τТ = 280 МПа,
σ-1 = (0,4…0,5)·σв => σ-1 = 300 МПа
τ-1 = (0,2…0,3)· σв => τ-1 = 150 МПа
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.
ψσ = 0,1
ψτ = 0,05
Опасное сечение по Т и М => наиболее нагружено сечение Е.
По таблице:
σ-1 = 300 МПа - предел усталости;
КF = 1,10 - фактор шероховатости поверхности;
КV = 1,5 - коэффициент влияния упрочнения;
- отношение коэффициентов концентрации напряжения при изгибе и кручении к масштабному фактору.
Приведённые коэффициенты концентрации напряжения:
Моменты сопротивления поперечного сечения вала:
Амплитудные и средние значения напряжения:
где φ - коэффициент динамичности нагрузки:
;
,
касательное напряжение:
Частные запасы по σ и τ:
Запас выносливости:
> [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.
5.2 Проверочный расчёт на статическую прочность.
Коэффициент перегрузки k=3.
Тогда MU MAX = k∙MU = 3∙ = 87025,8 Н∙м.
TMAX = k∙TI = 3∙37,86∙103 = 113,58 Н∙м.
Fа MAX = 3∙Fа = 3∙0 = 0 Н.
Запас прочности по пределу текучести.
> [nτ]
т.е. запас прочности по пределу текучести достаточен.
6. Расчёт тихоходного вала III.
6.1. Проверочный расчёт на выносливость.
6.1.1. Реакции в опорах, эпюры, изгибающие и вращающие моменты.
Проекции сил на горизонтальную плоскость.
∑MCГ = 0;
Ft2∙36 – RDГ∙72 + Fрем∙132 = 0;
Fрем = 1061,6 H;
Ft2 = 1514,4 Н;
1514,4∙36 – RDГ∙72 + 1061,6∙132 = 0;
RDГ= 2703,5 Н
∑MDГ = 0;
– RCГ∙72 – Ft2∙32 + Fрем ∙ 60= 0;
– RCГ∙72 – 1514,4∙36 + 1061,6 ∙60= 0;
RCГ= 127,5 Н
Проверка:
ΣX=0
RDГ – RCГ – Ft2 – Fцеп = 0
2703,5 – 127,5 – 1514,4 – 1061,6 = 0
Проекции сил на вертикальную плоскость.
∑MCB=0;
RDВ∙72 – Fr2∙36= 0;
RDВ∙72 – 551,2∙36= 0;
RDВ= 275,6 H
∑MDВ=0;
– RCВ∙72 + Fr2∙60= 0;
– RCВ∙72 + 551,2∙36= 0;
RСВ= 275,6 H
Проверка:
RCВ + RDВ – Fr2 = 275,6 + 275,6 – 551,2= 0.
Реакции в опорах.
Изгибающий момент в сечении D:
6.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.
По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х
σв = 730 МПа,
σТ = 500 МПа,
τТ = 280 МПа,
σ–1 = (0,4…0,5)·σв => σ–1 = 300 МПа
τ–1 = (0,2…0,3)· σв => τ–1 = 150 МПа
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.
ψσ = 0,1
ψτ = 0,05
Опасное сечение по Т и М => более нагружено сечение D.
По таблице:
σ–1 = 300 МПа - предел усталости;
Отношения для валов с насаженными деталями
КF = 1,25 - фактор шероховатости поверхности;
КV = 1,5 - коэффициент влияния упрочнения;
Эффективные коэффициенты концентрации:
Масштабный фактор:
Приведённые коэффициенты концентрации напряжения:
Моменты сопротивления поперечного сечения вала со шпоночным пазом, размеры которого:
b x t1 = 8 x 5,5 для Ǿ35
Амплитудные и средние значения напряжения:
,где
- коэффициент динамичности нагрузки:
Касательные напряжение:
Частные запасы по σ и τ:
Запас выносливости.
> [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.
6.2 Проверочный расчёт на статическую прочность.
Коэффициент перегрузки k=3.
Тогда MU MAX = k∙MU = 3∙ 63696= 191088 Н∙мм.
TMAX = k∙TI = 3∙75,2∙103 = 225,6∙103 Н∙мм.
FА MAX = 3∙FА = 3∙0 = 0 Н.
Запас прочности по пределу текучести.
> [nτ] = [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.
7. Расчёт подшипников качения.
Проверочный расчёт радиальных шариковых подшипников по динамической грузоподъемности.
Исходные данные:
В опорах А, В – подшипники легкой серии № 206
Lh = tЧ = 104 ч.
Режим работы – постоянный.
n = 1445 мин–1.
С = 19,5 кН;
Реакции в опорах:
Н.
Н.
Расчет ведем по обеим опорам, т.к. они одинаково нагружены.
Эквивалентная нагрузка.
P = (X·V·Fr + Y·FaВ)·Kσ·KT.
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.
Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.
Х = 1, Y = 0;
Коэффициент динамичности Kσ = 1.
Температурный коэффициент KT = 1 (t˚ <100).
P = (1·1·805,5 + 0·0) ·1·1 = 805,5 Н.
Расчет на долговечность:
(для шарикоподшипников).
Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.
Проверочный расчёт радиальных шариковых подшипников по динамической грузоподъемности.
Исходные данные:
В опорах С, D – подшипники легкой серии № 207
Lh = tЧ = 104 ч.
Режим работы – постоянный.
n = 694.7 мин–1.
С = 25,5 кН;
Реакции в опорах:
Н.
Н.
Расчет ведем по опоре D, т.к. она более нагружена.
Эквивалентная нагрузка.
P = (X·V·Fr + Y·FaВ)·Kσ·KT.
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.
Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.
Х = 1, Y = 0;
Коэффициент динамичности Kσ = 1.
Температурный коэффициент KT = 1 (t˚ <100).
P = (1·1·2717,5 + 0·0) ·1·1 = 2717,5 Н.
Расчет на долговечность:
(для шарикоподшипников).
Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.
8. Расчет шпоночных соединений.
-
Шпонка в МУВП
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4.0 мм, l = 30 мм.
Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:
-
на смятие боковой поверхности
-
на срез по поперечному сечению шпонки
где Т – вращающий момент, Нм
d, h, t1, b, lp – размеры соединения в соответствии с таблицей
оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение пригодно для работы в данных условиях.
-
Шпонка в ЭТМ2
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4.0 мм, l = 25 мм.
Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:
-
на смятие боковой поверхности
-
на срез по поперечному сечению шпонки
где Т – вращающий момент, Нм
d, h, t1, b, lp – размеры соединения в соответствии с таблицей
оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать
-
Шпонка (соединение колеса с валом)
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4.0 мм, l = 40 мм.
Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:
-
на смятие боковой поверхности
-
на срез по поперечному сечению шпонки
где Т – вращающий момент, Нм
d, h, t1, b, lp – размеры соединения в соответствии с таблицей
оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать
-
Шпонка (соединение шкива с валом)
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4.0 мм, l = 50 мм.
Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:
-
на смятие боковой поверхности
-
на срез по поперечному сечению шпонки
где Т – вращающий момент, Нм
d, h, t1, b, lp – размеры соединения в соответствии с таблицей
оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать
9. Таблица параметров корпуса
Параметр |
Рекомендации |
Численное значение, мм |
Стенки |
||
Толщина наружных стенок |
δ=0,03∙aω≥7 |
8 |
Толщина внутренних стенок |
δ1=0,8∙δ |
6,4 |
Толщина внутренних ребер |
δ2=0,7∙δ |
5,6 |
Отбортовки и приливы |
||
Ширина отбортовки |
l1 = 1,5∙δ |
12 |
Высота отбортовки |
h1 = δ |
8 |
Размеры прилива под винты крепления крышки |
d1 =(0,8..1)∙δ |
8 |
l2=(2,3..3)∙δ1 |
24 |
|
h2 =(3,5..4)δ |
32 |
|
h3 =(2..2,5)δ |
20 |
|
h4 = h3 + 0,5d1 |
24 |
|
Диаметральные размеры приливов |
Dпр= Dф + 5 |
|
Наименьшее расстояние между приливами |
S≥(1..2)δ |
16 |
Наименьшая высота символов |
k = 3..5≥0,3δ |
4 |
Опорные лапы |
||
Диаметр болтов крепления |
D=1,8..2,4)δ≥12 |
16 |
Толщина лапы |
hл = (1,5..2)δ |
16 |
Ширина лапы |
l3 = (2,7..3)d |
48 |
|
l4 = l3 + δ |
56 |
Диаметр зенковки |
d2 > 2,4d |
40 |
Крышки |
||
Толщина стенки |
δкр = 0,8δ |
7 |
Высота крышки |
hкр = (3..5)δкр |
18 |
Диаметр сливного отверстия |
d3≥M16 |
M16 |
10. Смазывание зацепления передачи и подшипников.
Требуемую кинематическую вязкость смазочного материала для зубчатых редукторов определяют в зависимости от нагрузки и окружных скоростей.
Согласно скорости передачи (2,27 м/c) и напряжения (674,63 МПа) выбрано масло И-Г-С-68
Уровень масла
11. Выбор муфт.
1. Муфта на входе.
Тип – МУВП
Момент на валу Т = 39 Н∙м
Диаметр вала d = 28 мм
d = 28 мм
T - номинальный крутящий момент муфты
Т = 125 Н ∙ м
- муфта подходит по диаметру вала и моменту.
2. Фрикционная электромагнитная контактная муфта.
Тип – ЭТМ2 074
Т = 38,07 Н ∙ м
Т , где β =1,5 – коэффициент;
Т Н ∙ м
Т Н ∙ м
Муфта подходит по диаметру вала и моменту.
Документ скачан с сайта http://www.sscdimon.nm.ru/obuch Официальным раздаточным материалом не является. Если у Вас есть свой материал, намыльте его сюда: sscdimon@mail.ru |