Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Габаритные размеры зубчатого зацепления
3.Расчет и проектирование валов 3.1. Предварительный расчет тихоходного вала
Для размещения на валу деталей он имеет ступенчатую форму и состоит из семи участков. Участок вала с номером 1 называется хвостовиком. На нем устанавливают деталь, которая передает крутящий момент с тихоходного вала редуктора на исполнительный механизм. Диаметр хвостовика определим из расчета вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям: Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ k]= 25 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении d = = =47,95мм где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T =330,846 Н×м Полученное значение округлим до ближайшего числа d = 40мм Длину хвостовика выбирают в диапазоне l1 = (1,5-2)d1. l1 = 70мм Участок вала 2 предназначен для взаимодействия с уплотнением. d2 = d 1 + 5, d2 = 45мм, l2 = 50мм. На 3 и 7 участках установлены одинаковые шариковые радиальные однорядные подшипники, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно d 3 = 50 мм. Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 208 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка, для осевой фиксации зубчатого колеса l 3 = В + (20.. 30) = 20 +30 = 50 мм. где В-ширина подшипника l7 = 30 мм. Участок 4 предназначен для установки зубчатого колеса. d4 = d3 + 5=55 мм Длину участка получаем из условия l ст = (0,8.. 1,2) d, в данном случае примем l ст = 64 мм. Участки 5 является буртиком для фиксации зубчатого колеса. Примем d5 = 65 мм, l5 = 12 мм Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника. d6 = 57 мм, l6 = 12 мм.
3.2. Предварительный расчет быстроходного вала При передаточном числе зубчатой передачи, больше 2,5 быстроходный вал выполняют в виде вал-шестерни: Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ k]=15 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении d = = =30,61мм где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T =86,11 Н×м Полученное значение округлим до ближайшего числа d = 30мм Принимаем диаметр d 1 = 25 мм, этому диаметру соответствует длина l 1 = 40 мм. Диаметр участка 2 примем d 2 = d 1 + 5 =30 мм, т.к. этот участок вала предназначен для взаимодействия с уплотнением. Длину участка определяем конструктивно, l2 = 50 мм.
Диаметр участка 3 и 7 предназначены для установки подшипника d 3 = 35 мм. В соответствии с этим диаметром выбираем подшипник 306 ГОСТ 8338-75. l 3 = 30мм. Участок 4 берем больше на 7 мм чем предыдущий, этот диаметр под колесом, d 4 = 43 мм, длину принимаем l 4 = 30 мм. Длины участков определяем из условия примерного совпадения внутренних границ подшипников быстроходного и тихоходного валов, расположенных по одну сторону от зубчатой передачи. Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника, примем d 6 = 43 мм. Длину примем l 6 =30 мм. Диаметр и длина участка 7 соответствуют диаметру и длине участка 3, т.е. d 7 = d 3 = 35 мм, l 7 = l 3 = 30 мм.
4.Определение опорных реакций Силы, действующие на валы 4.1. Ведущий вал 1.1 Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft, Fr и Fk в плоскостях горизонтальной и вертикальной. Из предыдущих расчетов Ft = 3,121 кН, Fr =1,161 кН, Fa = 0,657 кН и по эскизной компоновке расстояние от середины хвостовика до середины подшипника АВ = 67 мм, расстояние от середины подшипника до середины шестерни ВС = 68 мм, расстояние от середины шестерни до середины второго подшипника CD = 68 мм. 4.1.2 Вычислим реакции в опорах В и D в плоскостях вертикальной и горизонтальной. горизонтальная плоскость: ∑ Fy = 0 – Rа + Fr - Rc = 0 Ra1=1,161-0,49=1,12 кН ∑Ma (F) = 0
L1 * Fr – (l1 – l2)*Rc+d/2*Fa = 0
Rc1 = = 0,49 кН вертикальная плоскость: ∑Mа (F)= 0
-Ra + Ft –Rc + Fm=0 Ra2=3,121-10,47+0,581=-6,768 кН ∑M a(F) =0 (l1+l2+l3)*Ft-l2*Rc+(l2+l3)Fm=0
Rc2 = = 10,47 кН
4.1.3 Определяем полные поперечные реакции Ra и Rc в опорах A и C: Ra= = =6,85 кН Rc= = = 10,48 кН 4.2 Расчет подшипников на долговечность Подшипник 307 ГОСТ 8338-75: Динамическая грузоподъёмность С = 33,2 кН Статическая грузоподъёмность С0 = 19 кН Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры C. 4.2.1 Параметр осевого нагружения е = 0,518· = 0,518· ()0,23 = 0,23. 4.2.2 Коэффициент вращения При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1.
4.2.3 Коэффициент нагрузки При e принимаем X =1, Y =0. 4.2.4 Температурный коэффициент При рабочей температуре подшипника t < 1050 С принимаем KT = 1.
4.2.5 Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности, поэтому Кд = 1,3. 4.2.6 Эквивалентная динамическая нагрузка RE = KT Кд (X · V · Fr + Y · Fa)=1·1,3·(1·1·1,161 + 0·0,657) = 1,5 кН 4.3.7 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке Lh5 = = 96630,75 ч 4.2.8 Эквивалентная долговечность подшипника LE = = = 386523 ч где = 0,25 – коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима нагружения. Поскольку LE = 386523 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы (ГОСТ Р50891 – 96).
4.3 Силы, действующие на ведомый вал 4.3.1 Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft, Fr и Fa в плоскостях горизонтальной и вертикальной. 4.3.2 Вычислим реакции в опорах B и D в плоскостях вертикальной и горизонтальной.
горизонтальная плоскость: ∑Mb(F) =0
Rd1 = = 0,5 кН ∑MD (F)=0 Rb1 = Fr –Rd1= 0,661 кН
вертикальная плоскость: ∑MВ (F)=0 Rd2 = = 2,7 кН ∑Mв (F)=0 RВ2 =-Fm-Ft+Rd =0,16 кН 4.3.3 Определяем полные поперечные реакции RB и RD в опорах B и D: RB= = = 0,67 кН RD= = =2,7 кН
4.4 Расчет подшипников ведомого вала на долговечность
Подшипник 210 ГОСТ 8338-75: Динамическая грузоподъёмность С = 35,1 кН Статическая грузоподъёмность С0 = 23,2 кН Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры B. 4.4.1 Параметр осевого нагружения е = 0,518· = 0,22. 4.4.2 Коэффициент вращения При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1 4.4.3 Коэффициент нагрузки При e принимаем X =1, Y =0. 4.4.4 Температурный коэффициент
При рабочей температуре подшипника t < 1050 С принимаем KT = 1 4.4.5 Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности, поэтому Кд = 1,3. 4.4.6 Эквивалентная динамическая нагрузка RE = KT Кд (X · V · RC + Y · Fa)=1·1,3·(1·1·3,99 +0 ·0,567) =6,83 кН 4.4.7 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке Lh = = 39161,5 ч 4.4.8 Эквивалентная долговечность подшипника LE = = = 156646 ч где = 0,25 – коэффициент эквивалентности для среднего равновероятного режима нагружения. Поскольку LE = 156646 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы (ГОСТ Р50891 – 96).
5. Уточнённый расчёт валов Ведущий вал Определим опасное сечение. Для этого найдём суммарные изгибающие моменты в сечениях , где МГ – изгибающий момент в горизонтальной плоскости, МВ – изгибающий момент в вертикальной плоскости. Нм Осевая сила FA=0,657кН. В качестве опасного сечения рассмотрим сечение в т.В1, где действуют наибольшие изгибающие моменты и имеется концентратор напряжений – посадка с натягом подшипника. Геометрические характеристики опасного сечения. Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам. Для сплошного круглого вала A = , = , = ;
Суммарный коэффициент запаса прочности определяем по формуле где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Условие прочности вала имеет вид S [ S ], где [ S ] - допускаемый коэффициент запаса прочности. Рекомендуемое значение [ S ] =2…2.5. Значения и определяют по формулам = , = , где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
Значения и равны: = 0.02(1+0.01 )= 0.02(1+0.01∙ 1000)=0,22 = 0.5 =0.5∙0.22=0.11 Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам: = 0.43 =0,43 ∙1000=430 МПа = 0.58 =0,58 ∙430=249 МПа. При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае = = = =0.683, = =
Коэффициенты = ( + KF -1)/ KV, = ( + KF -1)/ KV, где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, =3,98 и =2,24; и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала,
= = 0.85 и = =0.75; KF - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от = 3.2 мкм KF= 1.33; KV - коэффициент влияния упрочнения. При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. В результате расчета получили: 3,31
Условие прочности выполнено.
Ведомый вал
Найдем суммарные изгибающие моменты в сечениях т.А2 и т.О2 M = , где M Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M B - изгибающий момент в вертикальной плоскости. Осевая сила Fa =0. действуют наибольшие изгибающие моменты и имеется концентратор напряжений – посадка с натягом подшипника. Геометрические характеристики опасного сечения. Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам. Для сплошного круглого вала A = , = , = ; A = = = Суммарный коэффициент запаса прочности Определяем по формуле (2): S = где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям. Условие прочности вала имеет вид S [ S ], где [ S ] - допускаемый коэффициент запаса прочности. Рекомендуемое значение [ S ] =2…2.5. Значения и определяют по формулам = , = . Значения и равны: = 0.02(1+0.01 )= 0.0 2(1+0.01 780)=0,18 = 0.5 =0,09 Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения: = 0.43 =0,43∙ 780=335 МПа = 0.58 =0,58 ∙335=195 МПа. При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимаем, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае
= =
= = Коэффициенты = ( + KF -1)/ KV, = ( + KF -1)/ KV, где =2,02 и =1,86. = = 0.83 и = =0.72;
= 3.2 мкм KF= 1.33; KV =1. В результате расчета получили:
Условие прочности выполнено. 6. Расчет шпонок Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле = [ ], где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н×м; h – высота шпонки; t 1 – глубина паза на валу; l р – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l р = l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при реверсивном приводе [ ]=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.
Тихоходный вал d= 55мм МПа
d=40 мм МПа
Быстроходный вал d=25мм МПа
7.Расчет элементов корпуса редуктора Толщина стенки корпуса редуктора = 0.025 + 1 При = 140мм, = 0.025 + 1= =4,5 мм Примем = 6мм Таблица 1
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-02-06; просмотров: 130; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.237.178.126 (0.144 с.) |