- •Курсовая работа
- •1. Кинематический расчет коробки скоростей
- •1.1 Построение расчетного ряда частот вращения
- •1.2 Построение структурной сетки и графика чисел оборотов
- •1.3 Расчет чисел зубьев колёс
- •1.4 Расчет действительных частот вращения и
- •2. Определение мощности привода
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Определение мощностей на валах
- •2.3. Определение передаваемых крутящих моментов на валах
- •3. Ориентировочный расчет валов
- •4. Выбор подшипников
- •5. Расчет зубчатых передач
- •5.1. Построение графика нагрузки и определение эквивалентного числа циклов нагружения
- •5.2. Выбор материала зубчатых колес и определение допустимых напряжений
- •5.3. Определение межосевых расстояний
- •5.4. Определение ширины зубчатых венцов
- •5.5. Определение степени точности колес
- •5.6. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным и изгибным напряжениям
- •5.7. Расчет клиноременной передачи
- •6. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
- •6.1. Определение реакций опор
- •6.2. Расчет долговечности подшипников
- •7. Определение коэффициентов запаса в опасном сечении вала
- •8. Расчет вала на жесткость
- •9. Определение угла наклона вала.
- •10. Выбор шпоночных и шлицевых соединений
- •10.1. Выбор шпонок
- •10.2. Выбор шлицевых соединений
- •11. Схема управления коробкой скоростей
- •12. Система смазки привода
- •13. Выбор посадок
6. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
6.1. Определение реакций опор
Расчетная схема тихоходного вала представлена на рис. 6.1.
Усилия в зацеплении (Z5-Z6):
окружное в сечении В:;
радиальное в сечении В: FrB=FtB*tg=29838tg200 =10860 Н.
Для радиально-упорных подшипников определим расстояние между точкой приложения реакции и торцом подшипника №46220 [4, с.99]:
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:
∑МА=0;
∑МД=0;
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
∑МА=0;
∑МД=0;
Построим эпюры изгибающих моментов (рис. 6.1).
В вертикальной плоскости:
МА=0, МВ=RАВ*0,3=602,7 Н*м,
МД=0, МВ=RДВ*0,8=602,8 Н*м.
В горизонтальной плоскости:
МА=0, МВ=RАГ*0,3=6930 Н*м,
МД=0, МВ=RДГ*0,8=6902 Н*м.
Находим суммарный изгибающий момент:
Находим эквивалентный момент:
Опасное сечение в точке В.
Расчётная схема тихоходного вала
Рис. 6.1.
6.2. Расчет долговечности подшипников
Расчетная долговечность подшипника должна быть больше заданного ресурса работы коробки скоростей:
,
где n– частота вращения вала,n=400 мин-1; С – динамическая грузоподъемность подшипника, С=107 кН; Р - эквивалентная нагрузка подшипника, Н; р- показатель степени, р=3 для шариковых подшипников.
Определим эквивалентную нагрузку для каждого подшипника по формуле:
,
где X,Y– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок,X=0,45,Y=0 [4, табл.7.1];
V- коэффициент вращения,V=1 т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;
- коэффициент безопасности [4, табл.7.4];- температурный коэффициент,[4, с.107].
часов,
140662,5>10000 часов – условие выполняется.
7. Определение коэффициентов запаса в опасном сечении вала
Коэффициент запаса определяется по формуле [4, с.201]:
где nσ,nτ– коэффициенты запаса по изгибу и кручению;
[n] – допустимый коэффициент запаса, [n]=1,3…2,1.
где ,- пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении, для стали 40Хтогда:
,- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении,=1,=1,7 [4, с.559].
- масштабный фактор,=0,7 [4, с.201].
- фактор качества поверхности,=2.
,- корректирующие коэффициенты,=0,1,=0,05.
,- переменные составляющие циклов напряжений:
где W– момент сопротивления изгибу, м3.
Рассчитаем коэффициенты запаса по изгибу и кручению:
Определяем коэффициент запаса:
8. Расчет вала на жесткость
Определяем прогиб вала [4, с.207] в вертикальной плоскости (рис. 8.1):
Рис. 8.1.
Прогиб: ; гдеE=2·106 кг/см,J=
Общий прогиб в вертикальной плоскости составляет 0,015 мм.
Определяем прогиб вала в горизонтальной плоскости (рис. 8.2):
Рис. 8.2.
Общий прогиб в горизонтальной плоскости составляет 0,042 мм.
Определяем общий прогиб вала:
Допускаемый прогиб:
[y]=(0,0002…0,0005)·l, мм,
[y]=0,0002·1100=0,22 мм.
0,044<0,231 – условие выполняется, следовательно, прогиб при данной нагрузке не превышает допустимой величины.
9. Определение угла наклона вала.
Угол наклона [4, с.214] в вертикальной плоскости:
где Q=Fr– распорное усилие, Н;
l– длина, мм;
d– диаметр вала, мм;
=0,3.
Угол наклона в горизонтальной плоскости:
где Q=Ft– окружное усилие, Н;
l– длина, мм;
d– диаметр вала, мм;
=0,3.
Результирующий угол:
Допустимый угол [Θ]=0,001 рад.
0,00018<0,001 – условие выполняется.