Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Соединение тихоходный вал – полумуфта



 

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5, 5мм.

При l1=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала полумуфты – ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2) и Т2=748Н× мм:

 

Условие выполняется.

Соединение тихоходный вал – ступица червячного колеса

 

Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7, 5мм.

При l1=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы  чугуна СЧ20 ([s]см=70…100 МПа) и Т2=748Н× мм:


Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.3.


                                                                                         Таблица 3

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр Вал-шкив Вал-полумуфта Вал-колесо
Ширина шпонки b, мм 8 14 20
Высота шпонки h, мм 7 9 12
Длина шпонки l, мм 32 45 32
Глубина паза на валу t1, мм 4 5, 5 7, 5
Глубина паза во втулке t2, мм 3, 3 3, 8 4, 9

 


Расчет валов по эквивалентному моменту

Исходные данные для расчета

 

Составляем схему усилий, действующих на валы червячного редуктора (рис.7):

Рис.7 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

 

Определяем консольную нагрузку на муфте [1, табл.6.2]:

              ;                                                       (10.1)

             

              Н

Для определения консольной нагрузки на шкиве необходимо произвести расчет зубчато-ременной передачи.[1].

    Определяем минимальный диаметр ведущего шкива по диаметру  вала электродвигателя  dДВ=32мм, шпонка bхh=10х8мм.

Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:

d1= dДВ+h+10;

d1min=50мм.

Выбираем зубчатый ремень по ОСТ3805114-76 с модулем m=4, с трапецеидальной формой, шириной 84мм. Назначаем число зубьев ведущего шкива z=15.

Определяем делительный диаметр ведущего шкива:

    d1=z x m

    d1=60мм.

Определяем диаметр ведомого шкива:

   

где u-передаточное отношение передачи, u=2, 2;

   

Принимаем .

Определяем ориентировочное межосевое расстояние

   

Принимаем а=110мм.

Определяем расчетную длину ремня:

Принимаем l=550мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:

180мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

;

Определяем скорость ремня:

где [v]-допускаемая скорость, для зубчатых ремней [v]=25м/с.

Определяем частоту пробегов ремня:

где [U]=30м-1 – допускаемая частота пробегов.

Определяем силу предварительного натяжения Fо ремня:

                                                                (10.2)

где С – поправочные коэффициенты [3, табл.5.2].

Определяем консольную нагрузку на шкиве [3, табл.6.2]:

 

Для построения эпюр с учетом рис.5, данных табл.1 и пункта 7 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.8).

    Рис.8 Компоновочный эскиз вала

Все выбранные данные сводим в табл.4.

                                                                                         Таблица 4

Исходные данные для расчета валов

Параметр Ведущий вал – червяк Ведомый вал
Ft, Н 138 8725
Fr, Н

3176

Fa, Н 8725 138
Fм(Fш), Н 1232 5784
d, мм 40 160
а=b, мм 93 42
с, мм 67 86

 

Расчет ведущего вала – червяка.

 

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

    mа=[Faxd/2]:

    mа=8725·40× 10-3/2=174, 5Н× м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1å mАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·0, 093- mа)/ 0, 186=(3176·0, 093-174, 5)/ 0, 186=649, 8Н

Принимаем RBy=650Н

2å mВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·0, 093+ mа)/ 0, 186=(3176·0, 093+174, 5)/ 0, 186=2526, 2Н

Принимаем RАy=2526Н

Проверка:

å FКу=0

RАy- Fr+ RBy=2526-3176+650=0

    Назначаем характерные точки 1, 2, 2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

    М=0;

    М= RАy·а;

    М=2526·0, 093=235Нм;

    М2у= М- mа(слева);

    М2’у=235-174, 5=60, 5Нм;

М=0;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1å mАх=0;

Fш·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

1232·(0, 093+0, 093+0, 067)-RВх·(0, 093+0, 093)-138·0, 093=0;

RВх=(311, 7-12, 8)/0, 186;

RВх=1606, 9Н

RВх»1607Н

2å mВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;

RАх=(12, 834+82, 477)/0, 186;

RАх=512, 4Н

RАх»512Н

Проверка

å mКх=0;

-RАх+ Ft- Fш+ RВх=-512+138-1232+1607=0

 

 

    Рис.9 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаем характерные точки 1, 2, 2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

    М=0;

    М= -RАх·а;

    М=-512·0, 093=-47, 6Нм;

    М=- Fш ·с;

    М=-1232·0, 067=-82, 5Нм

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент

ТI-I=0;

ТII-II=T1=Ft·d1/2;

ТII-II=2, 76Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

   

По рис.9 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.

 

Расчет ведомого вала

 

Расчет производим аналогично п.10.1.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

    mа=[Faxd/2]:

    mа=138·160× 10-3/2=11Н× м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1å mАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·0, 042- mа)/ 0, 084=(3176·0, 042-11)/ 0, 084=1457, 04Н

Принимаем RBy=1457Н

2å mВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·0, 042+ mа)/ 0, 084=(3176·0, 042+11)/ 0, 084=1718, 95Н

Принимаем RАy=1719Н

Проверка:

å FКу=0

RАy- Fr+ RBy=1719-3176+1457=0

    Назначаем характерные точки 1, 2, 2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

    М=0;

    М= RАy·а;

    М=1719·0, 042=72, 2Нм;

    М2’у= М- mа(слева);

    М2’у=72, 2-11=61, 2Нм;

М=0;

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1å mАх=0;

Fm·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

5784·(0, 042+0, 042+0, 086)-RВх·(0, 042+0, 042)-8725·0, 042=0;

RВх=(983, 3-366, 45)/0, 084;

RВх=7343, 2Н

RВх»7343Н

2å mВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;

RАх=(366, 45+497, 4)/0, 084;

RАх=10284, 2Н

RАх»10284Н

Проверка

å mКх=0;

-RАх+ Ft- Fm+RВх=-7343+8725-5784+10284=0

Назначаем характерные точки 1, 2, 2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

    М=0;

    М= -RАх·а;

    М=-10284·0, 042=-432Нм;

    М=- Fm ·с;

    М=-5784·0, 086=-497Нм

М=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент

ТI-I=0;

ТII-II=T1=Ft·d2/2;

ТII-II=698Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

   

 

Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

 

По рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.


Поделиться:



Последнее изменение этой страницы: 2019-10-24; Просмотров: 265; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2024 год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! (0.082 с.)
Главная | Случайная страница | Обратная связь