|
Н;
Н;
;
Промежуточный вал
Реакши в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.):
(4.9.11)
(4.9.12)
(4.9.13)
(4.9.14)
Рисунок 4.9.2 – Реакции в опорах вала от сил действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z и в плоскости XOY вдоль осей X и Y
Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости ХОУ вдоль
осей X и У:
(4.9.15)
(4.9.16)
(4.9.17)
(4.9.18)
Суммарные реакции:
(4.9.19)
(4.9.20)
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:
участок вала АВ-
(4.9.21)
;
(4.9.22)
; (4.9.23)
(4.9.24)
участок вала ВС –
(4.9.25)
; (4.9.26)
(4.9.27)
(4.9.28)
(4.9.29)
участок вала СД –
(4.9.30)
(4.9.31)
(4.9.32)
(4.9.33)
(4.9.34)
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:
участок вала АВ-
(4.9.35)
;
(4.9.36)
;
(4.9.37)
участок вала ВС –
(4.9.38)
(4.9.39)
(4.9.40)
(4.9.41)
участок вала СД –
(4.9.42)
(4.9.43)
(4.9.44)
По найденным значениям изгибающих моментов строятся эппюры
Суммарные изгибающие моменты:
(4.9.45)
(4.9.46)
Эквивалентный момент по третьей теории прочности
(4.9.47)
Диаметр вала в опасном сечении
(4.9.48)
Допускаемое напряжение [σи] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подлинников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [σи] =(50 - 60)МПа.
мм
Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром dк под колесом, найденным при ориентировочном расчета (п. 4.4.2). Должно выполняться условие: dк³d.
50³48,18
4.10.Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n>10 об/мин критерием является остаточная деформация и расчет выполняют по статической грузоподъемности Соr; при n> 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Сr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Стр≤Сr) или долговечноcтей
Частота вращения n =209,209 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L10h]=20000ч Диаметр посадочных поверхностей вала dn = 40мм. Действующие силы: радиальные – Fr1 =RA=2205,53 Н и Fr2 = RД =9170,52 Н; осевая - Fa = Н.
Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки,выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7308А,для которого величины статической и динамической грузоподъемностей: С0r = 56000 Н; Cr = 80900 Н.
е=0,35; Y=1,7.
Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
(4.10.1)
H
(4.10.2)
H
Суммарные осевые нагрузки на подшипник:
Так как S2>S1, Fa≤S2 –S1 то, следует:
; (4.10.3)
H
Рисунок 4.10.1 – Силы действующие в подшипниках качения
Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:
<
(4.10.4)
где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.
Находим значения коэффициентов радиальной X и осевой нагрузки У:
;
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры
(4.10.5)
где Кδ= 1,3 – коэффициент безопасности;
KT = I – температурный коэффициент,
Определяем отношение для левей опоры:
>
(4.10.7)
Определяем коэффициенты Х и У
;
Эквивалентная динамическая нагрузка левей оперы
Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 7308А:
(4.10.8)
Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.
4.11. Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.11.1). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки
Рисунок 4.11.1 – Размеры шпонки
Рабочая длина шпонки
(4.11.1)
где l ст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;
b – ширина шпонки.
мм
мм
мм
мм
мм
мм
Рисунок 4.11.2 – Размеры шпонки
Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:
; (4.11.2)
где Тi – вращающий момент на валу, Н-мм;
Z – число шпонок;
l p – рабочая длина шпонки, мм;
di – диаметр вала, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
σсм, [σсм] – рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.
1 шпонка
1 шпонка
1 шпонка
1 шпонка
2 шпонки
2 шпонки
В расчетах можно принять [σсм] =70 МПа.
[σсм]=70> σсм=61,3; 23,23; 40,01; 36,01; 47,12; 42,2.
4.12. Выбор и расчет муфт
Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного, вращающего момента Тр и диаметров соединяемых валов
При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м,
(4.12.1)
где kp = 1,5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;
Tпв – момент на приводном валу машины, Н·м.
Н·м
При выборе муфты должно соблюдаться условие:
где Тс=1600 – вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой в стандарте или нормали машиностроения.
Затем, в зависимости от типа муфты, проверяют отдельные ее элементы на прочность.
4.12.1Расчет фланцевой муфты
Болты в отверстия поставлены без зазора (рис. 4.12.1.1).
Рисунок 4.12.1.1 – Размеры фланцевой муфты
Вращающий момент в данном случае передается болтами, установленными без зазора и работающими на срез.
Условие прочности на срез:
(4.12.1.1)
где dδ=d +1=17 – диаметр нарезанной части стержня болта, мм
D0 =150 – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм;
z' =6 – число болтов, установленных без зазора;
[τср]=0,25σт – допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;
σТ – предел текучести материала болта для стали 45,220МПа.
[τср]=0,25·220=55
4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников
Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендации теории смазывания.
Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора
(4.13.1)
где ННV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни.
Соотношения числами твердости НВ и НV приведены в прил., табл. 11,18
σН – Рабочее контактное напряжение, МПа;
v – окружная скорость в зацеплении, м/с.
Для двухступенчатого редуктора следует определить значения фактора χз.п для обеих ступеней и из рис. 4.18 найти соответствующие им вязкости νб и νт Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то следует определить среднее значение вязкости по формуле:
(4.13.2)
Рисунок 4.13.1 – Зависимость вязкости масла от фактора
νтш=93·106,м2/с при 50º
νтк=90·106,м2/с при 50º
νбш=118·106,м2/с при 50º
νбк=105·106,м2/с при 50º
,м2/с при 50º
В редукторе и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацепления (Марка масла –
– И-100А)
Заключение
На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель (4А132М6), определены передаточные отношения ременной и зубчатых передач (Uр= 1,5, UТ=2,789 Uб= 3, 091), мощности, частоты вращения и вращающие моменты навалах редуктора (P1=5,718 кВт P2=5,519 кВт P3=5,326кВт PПВ=5,3 кВт n1= 646,667 об/мин n2=209,209 об/мин n3=75 об/мин.T1=92,698 Н·м T2=252,044 Н·м T3=678,471 Н·м).
Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи (2196337,579ч).
Используя недорогие, но достаточно прочные стали (40ХН), рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.
Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность ().
Для соединения редуктора с приемным валом машины из стандартов выбрана муфта, и ее отдельные элементы проверены на прочность.
Расчетным путем определена марка масла (И-100А) для зубчатых колес
и подшипников, установлено потребное количество масла (3 л).
По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.
Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.
Библиографический список
1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г.П., Бородин А.В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.
3. Проектирование механических передач: Учеб. пособие для немашиностр. вузов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, В.А. Киселев и др. 4-е изд. перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.
Дата добавления: 2015-08-29; просмотров: 44 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая лекция | | | следующая лекция ==> |