Пространственная схема расположения валов и сил в зацеплении 2

4. 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.

∑M_A^Г = 0;

R_B^Г∙130 - F_a1∙20.5 – F_t1∙65 = 0;

F_a1=536.1 Н;

F_t1=928.5 Н;

R_B^Г∙130 -536.1∙20.5 – 928.5∙65 = 0;

R_B^Г = 548.8 Н.

∑M_B^Г = 0;

–R_А^Г∙ 130- F_a1∙20.5 + F_t1∙65 = 0;

–R_А^Г∙130 -536.1∙20.5 + 928.5∙65 = 0;

R_А^Г= 379.7 Н.

Проверка:

ΣX=0

R_A^г + R_B^г – F_t1=0

379.7+548.8-928.5=0

Проекции сил на вертикальную плоскость.

∑M_A^Г=0;

R_B^В∙ 130– F_r∙65 = 0;

F_r1=390 H;

R_B^В∙ 130 –390∙65 = 0;

R_B^В = 195 Н;

∑M_В^В=0;

-R_А^В∙130 + F_r1∙65 = 0;

-R_А^В∙130 – 390∙65 = 0;

R_А^В = 195 Н.

Проверка:

ΣX=0

-R_B^В-R_А^В+F_r1 = -195-195+390=0.

Реакции в опорах.

Изгибающий момент в сечении

5.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х, закалка ТВЧ,

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х, закалка ТВЧ,

σ_в = 730 МПа,

σ_Т = 500 МПа,

τ_Т = 280 МПа,

σ_-1 = (0,4…0,5)·σ_в => σ_-1 = 320 МПа

τ_-1 = (0,2…0,3)· σ_в => τ_-1 = 150 МПа

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

ψ_σ = 0,1

ψ_τ = 0,05

Опасное сечение по Т и М => наиболее нагружено сечение Е.

По таблице:

σ_-1 = 320 МПа - предел усталости;

К_F = 1,10 - фактор шероховатости поверхности;

К_V = 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:

Коэффициент динамичности нагрузки:

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 M_{U MAX} = k∙M_U = 3∙ = 113570,7 Н∙м.

T_MAX = k∙T_I = 3∙38,6 = 115,8 Н∙м.

F_{а MAX} = 3∙F_а = 3∙536,1 = 1608,3 Н.

Запас прочности по пределу текучести.

> [n_τ]

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.

∑M_C^Г = 0;

F_t2∙60 - R_D^Г∙120 – F_цеп∙180 = 0;

F_цеп = 1892.5 H;

F_t2 = 928.5 Н;

928.5∙60 + R_D^Г∙120 – 1892.5∙180 = 0;

R_D^Г= 2374,5 Н

∑M_D^Г = 0;

R_C^Г∙120 – F_t2∙60 – F_цеп ∙60= 0;

R_C^Г∙120 – 928.5∙60 – 1892.5 ∙60= 0;

R_C^Г= 1410,5 Н

Проверка:

ΣX=0

- R_D^Г + R_C^Г- F_t2 + F_цеп = 0

- 2374,5 + 1410,5 – 928,5 + 1892,5 = 0

Проекции сил на вертикальную плоскость.

∑M_C^B=0;

F_a2∙58.5 - R_D^В∙120 - F_r2∙60= 0;

536.1∙58.5 - R_D^В∙120 - 390∙60= 0;

R_D^В=66.34 H

∑M_D^В=0;

F_a2∙58.5 – R_C^В∙120 + F_r2∙60= 0;

536.1∙58.5 – R_C^В∙120 + 390∙60= 0;

R_С^В= 456,34 H

Проверка:

-R_C^В + R_D^В + F_r2 = -456.34 + 66.34 + 390= 0.

Реакции в опорах.

Изгибающий момент в сечении

6.1.2. Действующие напряжения и запасы выносливости.

По таблице назначаем материал вала: Сталь 40Х, улучшение до твёрдости 269…302 НВ,

σ_в = 730 МПа,

σ_Т = 500 МПа,

τ_Т = 280 МПа,

σ_–1 = (0,4…0,5)·σ_в => σ_–1 = 320 МПа

τ_–1 = (0,2…0,3)· σ_в => τ_–1 = 150 МПа

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

ψ_σ = 0,1

ψ_τ = 0,05

Опасное сечение Т и М => более нагружено сечение F.

По таблице:

σ_–1 = 320 МПа - предел усталости;

Отношения для валов с насаженными деталями

К_F = 1,25 - фактор шероховатости поверхности;

К_V = 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:

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 M_{U MAX} = k∙M_U = 3∙ = 266847 Н∙мм.

T_MAX = k∙T_I = 3∙103,5∙10³ = 310,5∙10³ Н∙мм.

F_{А MAX} = 3∙F_А = 3∙536,1 = 1608,3 Н.

Запас прочности по пределу текучести.

> [n_τ] = [1,5…1,8] => выносливость обеспечена.

7. Расчёт подшипников качения.

Проверочный расчёт радиальных шариковых подшипников по динамической грузоподъемности.

Исходные данные:

Схема установки подшипников: «враспор» (“Х”).

В опорах А, В – подшипник легкой серии № 206

L_h = t_Ч = 10⁴ ч.

Режим работы – постоянный.

n = 1445 мин^–1.

С = 25,5 кН;

Реакции в опорах:

Н.

Н.

Расчет ведем по опоре В, т.к. она подшипник в ней более нагружен.

Эквивалентная нагрузка.

P = (X·V·F_r + Y·F_aВ)·K_σ·K_T.

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.

Х = 1, Y = 0;

Коэффициент динамичности K_σ = 1,3.

Температурный коэффициент K_T = 1 (t˚ <100).

P = (1·1·582,4 + 0·536,1) ·1,3·1 = 757 Н.

Расчет на долговечность:

(для шарикоподшипников).

Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.

Проверочный расчёт радиально-упорных роликовых подшипников по динамической грузоподъемности.

Исходные данные:

Схема установки подшипников: «враспор» (“Х”).

В опорах С, D – подшипники средней серии № 7207

C = 38,5 кН;

С₀ = 26 кН;

α = 14˚.

Н=1,62.

L_h = t_Ч = 10⁴ ч.

Режим работы – постоянный.

n = 513,7 мин^–1.

Реакции в опорах:

Н.

Н.

Осевые силы F_SС, F_SD от радиальных реакций опор F_rC и F_rD приложены к подшипникам.

F_S = e’∙F_r.

e’ = 0.83∙e.

e = 1,5∙tgα = 1.5∙ tg 14˚ = 0.37.

e’=0.83∙e = 0,31.

Осевая сила на шестерне: F_А2 = 536,1 Н;

Опора C: FSC = e’·FrС = 0,31·1482,5 = 460 Н

Опора D: FSD = e’·FrD = 0,31·2375,4 = 736 Н

Полные осевые силы F_aС, F_aD, действующие на подшипники.

F_SC – F_А = 460 –536,1 = - 76,1 H < F_SD.

FaC = FSD - FА. FaC = 736 - 536,1 = 199,9 H.

FaD = FSD. F aD = 736 H.

т.к. и , то рассчитываем подшипник в опоре D.

Эквивалентная нагрузка.

P = (X·V·F_rD + Y·F_a)·K_σ·K_T.

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Коэффициент, учитывающий вращение колец V=1, т.к. вращается внутренне кольцо.

Коэффициент динамичности K_σ = 1,3.

Температурный коэффициент K_T = 1 (t˚ <100).

P = (1·1·2375.4 – 0·536.1)·1,3·1 = 3088 Н.

(для роликоподшипников).

Т.к. базовая долговечность больше требуемой, подшипники пригодны.

8. Расчет шпоночных соединений.

1. Шпонка в МУВП

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 25 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение пригодно для работы в данных условиях.

2. Шпонка в ЭТМ074

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 30 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать

3. Шпонка в ЭТМ074

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 25 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – размеры соединения в соответствии с таблицей

оба параметра удовлетворяют проверочным условиям - шпоночное соединение будет работать

4. Шпонка (соединение колеса с валом)

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4.0 мм, l = 60 мм.

Проверочный расчет шпоночных соединений производится исходя из условия прочности шпонки:

1. на смятие боковой поверхности

2. на срез по поперечному сечению шпонки

где Т – вращающий момент, Нм

d, h, t₁, b, l_p – 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=1,8 4√Т≥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 = 39,8 Н * м

Диаметр вала d = 28 мм

d = 30 мм

T - номинальный крутящий момент муфты

Т = 125 Н * м

- муфта подходит по диаметру вала и моменту.

2. Фрикционная электромагнитная муфта.

Тип – ЭТМ 074

Т = 38,8 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