Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Расчеты по валам и их опорам

Читайте также:
  1. А) расчеты с работниками банка по подотчетным суммам
  2. В зальных зданиях расстояния между опорами достигают 100 м и более.
  3. Вероятностные расчеты валов на прочность
  4. Вибрационные расчеты
  5. Внутрихозяйственные расчеты (счет 79)
  6. Глава 24. РАСЧЕТЫ В ПРЕДПРИНИМАТЕЛЬСКОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ
  7. Детальные расчеты загрязнения приземного слоя воздуха на ЭВМ.

Определяющим критерием расчета валов главного привода является их жесткость в местах расположения зубчатых колес (при достаточной жесткости по прогибу и углу поворота прочность, как правило, обеспечивается с запасом). При курсовом проектировании рассчитываем суммарные прогибы и углы поворота двух соседних валов под соединяющими их зубчатыми передачами (в плоскости действия окружных сил) и сравниваем их с допустимыми.

Предварительно составляем расчетную схему одного из выбранных валов, которая позволит, помимо расчета жесткости, найти реакции в опорах для расчета подшипников.

7.2.1. Составление расчетной схемы и определение реакций в опорах.

Рассмотрим последовательность действий на примере расчета вала II (рис. 3.4.). Согласно кинематической схеме и конструктивной разработке строим схему действия на вал II сил в поперечном сечении (рис. 7.1.). При работе в наиболее нагруженном диапазоне 1 на вал действует окружная и радиальная силы в зацеплении колес Z1/Z2, а также окружная и радиальная силы в зацеплении колес Z3/Z4. Эти силы находятся в двух взаимно перпендикулярных плоскостях 1-1 и 2-2, одна из которых (пл. 1-1) всегда должна совпадать с линией действия окружной силы рассчитываемой далее передачи.

Примечание: Если центр вала III не находится на одной прямой, соединяющей центры валов 1 и 2 (и, следовательно, окружные силы P12 t и Р34t не параллельны), то рассматриваются проекции сил Р34t и P34r на плоскости 1-1 и 2-2. Углами отклонения до 20° можно в первом приближении пренебречь.

Расчетная схема вала II в плоскостях 1-1 и 2-2 приведена на рис.7.2. Окружные силы Рt, согласно рис. 7.1., действует в одном направлении, а радиальные Pr – навстречу друг другу.

Величины действующих сил Рt и Pr определены в п.6. Значения линейных размеров a, b, l в соответствии с разработанной конструкцией составляют
a = 50мм, b=80мм, l=300мм.

Реакции в опорах для расчета подшипников определяем по известным зависимостям (уравнениям моментов) из курса сопротивления материалов.

Для плоскости 1-1:

 
 

Проверка:

Для плоскости 2-2:

;

.


Проверка:

Суммарные реакции в радиальных опорах

;

Расчет долговечности подшипников производится по стандартным общемашиностроительным методикам, изложенным в справочниках (например, [10]). Для опор шпинделя – см. раздел 9.

7.2.2. Расчет жесткости.

Необходимая жесткость валов при изгибе определяется условиями правильной работы зубчатых передач [14]. Для передач, расположенных вблизи середины пролета, проверяют жесткость по прогибу. Для передач, расположенных вблизи опор – жесткость по углу поворота. В промежуточных случаях производят обе проверки.

Прогибы и углы наклона упругой линии валов определяют обычными методами сопротивления материалов [например, [9]]. Для простых случаев следует пользоваться табл. 7.4. [14]. Прогибы и углы наклона определяются отдельно от всех сил на ведущем и ведомом валах, а затем алгебраически суммируются.

Допустимые величины суммарных прогибов под зубчатыми передачами D=(0,01…0,02)m, где m – модуль данной передачи.

Угол взаимного наклона валов под зубчатыми колесами должен быть меньше 0,001 радиан [14].

 
 

В качестве примера определим угол взаимного наклона валов I и II под передачей Z1/Z2. Расчетная схема для вала I приведена на рис.7.3, а для вала II – на рис.7.2., плоскость 1-1.

Для вала I l =300мм, a =50мм, Ø60мм.

Угол наклона вала I под силой Pt12=2000H по формулам табл. 7.4.

.

Здесь F= Pt12=2000H;

aтабл=а=50мм;

l табл= l =300мм;

bтабл= l -a=300-50=250мм;

Е=2,1∙105 Н/мм2 – модуль упругости стали;

J=0,05×d4=0,05∙604=65∙104 мм4 – момент инерции сечения вала.

Таблица 7.4.

Угол наклона вала II Æ45 мм под силой Pt12=2000 Н по формулам табл. 7.4.

.

Здесь F= Pt12=2000H;

aтабл=а=50мм;

l табл= l =300мм;

bтабл= l -a=300-50=250мм;

Е=2,1∙105Н/мм2;

J=0,05d4=0,05∙454=20,5∙104мм4.

Угол наклона вала II под силой Pt12 от действия силы Pt34 по формулам табл. 7.4.

.

Здесь F= Pt34=4140H;

bтабл=b=80мм;

l табл= l =300мм;

dтабл=a=50мм;

Е=2,1∙105Н/мм2;

J=20,5∙104мм4.

Суммарный угол наклона вала II под передачей Z1/Z2

θII= θF2+ θd=(12,9+32,6)×10-5=45,5∙10-5рад

Угол взаимного наклона валов I и II

Θ1-2F1+ θII=(4,07+45,5)×10-5=49,6∙10-5≈0,0005рад<0,001рад.

Жесткость валов под передачей Z1/Z2 удовлетворительна.


Дата добавления: 2015-07-07; просмотров: 159 | Нарушение авторских прав


Читайте в этой же книге: Построение требуемых нагрузочных характеристик привода | Выбор двигателя и структуры КС | Расчеты по выбору параметров зубчатых передач | Определение частот вращения электродвигателя, валов и шпинделя | Определение модуля зубчатых колес | Расчет межосевых расстояний и диаметров колес | Расчет наибольших окружных скоростей колес и выбор степени точности их изготовления | Зубчатые колеса | Шпоночные и шлицевые соединения | Расчет мощности холостого хода и КПД привода |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Расчет цилиндрических зубчатых передач| Расчет шлицевых и шпоночных соединений

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.009 сек.)