Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции от сил, действующих в плоскости YZ (вертикальная плоскость)
∑ Мcy=0 (9.1) Rdy ∙ 2l1-Ft l1=0 (9.2)
Rdy=( Ft l1)/ 2l1= Ft /2 (9.3)
Rdy = 3507, 87/2 = 1382, 75 Н
Rcy=Rdy (9.4)
Проверка: ∑ Fy=0 (9.5)
Rcy+Rdy-Ft =0 (9.6)
1382, 75+1382, 75-2765, 5=0
Рисунок 9.2 –Эпюры изгибающих моментов и крутящего момента на ведомом валу
9.5.2 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)
Rdx = (-1006.6∙ 44) / 88 = -503, 3 Н
Rcx= (1006, 6∙ 44) / 88 = 503, 3 Н
Проверка:
503, 3+503, 3-1006, 6=0
9.5.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости YZ (вертикальная плоскость) Сечение I-I:
0< Z1< l1 (9.15)
М1=Rcy∙ Z1 (9.16)
при: Z1=0
М1=0
при: Z1 = 44 ∙ 10-3 м
М1 = 1382, 75∙ 0, 044 =60, 841Нм
9.5.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)
Сечение I-I:
0< Z1< l1 (9.17)
М1=Rcх∙ Z1 (9.18)
при: Z1=0
М1=0
при: Z1 = 44 ∙ 10-3 м
М1 = 503, 3∙ 0, 044=22, 145 Нм
Сечение II-II:
0< Z2< l2 (9.19)
М2=Rdх∙ Z2 (9.20)
при: Z2=0
М2=0
при: Z2 = 44 ∙ 10-3 м
М2 =-503, 3∙ 0, 044 = -22, 145 Нм
По данным расчетам строим эпюру изгибающих моментов в вертикальных и горизонтальных плоскостях, а также эпюру крутящего момента.
Используя 3-ю теорию прочности, определяем приведенный момент в опасном сечении по формуле
Мпр = =314, 1 Нм
Приняв [ ] =50 Н/мм2, получаем значение диаметра вала в опасном сечении
dk= = 62, 82мм
Фактический диаметр вала под колесом, 60 мм больше расчетного 62, 82 мм.
Проверка подшипников на долговечность Задача расчета 1. Определить эквивалентную динамическую нагрузку; 2. Проверить подшипники на динамическую грузоподъемность; 3. Определить расчетную долговечность подшипника.
Данные для расчета Частота вращения колец подшипника: n3= 150 мин-1. Силы в полюсе зацепления: окружная Ft =2765, 5 Н; радиальная Fr=1006, 6 Н.
Условие расчета Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:
Ср С L10h Lh (10.1) Где Ср – расчетная динамичность грузоподъемность, Н; С – базовая динамическая грузоподъемность, Н; L10h – расчетная долговечность, ч; Lh – требуемая долговечность, ч.
Требуемая долговечность Lh подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для зубчатых редукторов Lh > 1000 ч.
Расчет подшипников ведомого вала Определяем суммарные реакции на опорах
Rc = = 1886, 05 Н
Rd = = 1886, 05 Н
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
Rэ = 1∙ 1006, 6∙ 1.2∙ 1 =1207, 92 Н
где v =1.0 – коэффициент, учитывающий вращение колец; Кт = 1.0 – температурный коэффициент; Kσ = 1.2 – коэффициент безопасности.
Определяем долговечность подшипника (10.5)
ч
Условие L10h Lh выполняется, а следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны.
Подбор и проверка шпонок Схема шпоночного соединения
Рисунок 11.1- Схема шпоночного соединения
Задача расчета Подобрать шпонки и проверить их на смятие.
Условие расчета Подобранные шпонки должны удовлетворять условию
σ см ≤ [σ ]см (11.1)
Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке
[σ ]см=110…190 Н/мм
Подбор и проверка шпонок Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала – под шкивом ременной передачи, и две – ведомого вала – под зубчатым колесом. Размеры шпонок b х h подбираем по таблице, а рабочую длину шпонки lp замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.
Таблица 11.1 – Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)
Проверяем условие прочности по формуле:
(11.2)
где d – соответствующий диаметр вала, мм; h – высота шпонки, мм; t1 – глубина паза вала, мм; lр - рабочая длина шпонки, замеряется с эскизной компоновки.
Н/мм
Н/мм
Н/мм
Условие прочности шпоночных соединений на смятие выполняется.
Уточненный расчет вала на прочность Задача расчета Определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.
Данные для расчета Вращающий момент Т3 = 312, 5 Нм
Условие расчета Расчетный коэффициент запаса прочности должен быть больше допускаемого n > [n]. [n] = 1.3…1.5 – при высокой достоверности расчета; [n] = 1.6….2.1 – при менее точной расчетной схеме.
Расчет вала Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте и моменте кручения. В нашем случаи опасным сечением является место посадки зубчатого колеса на ведомом валу, а источник концентрации напряжений – шпоночная канавка. Диаметр вала в этом сечении d= 54 мм. Материал для вала сталь 45 улучшенная, σ в = 660 Н/мм2. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле
где nσ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям; [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
[n] = 1.3…1.5 – при высокой достоверности расчета; [n] = 1.6….2.1 – при менее точной расчетной схеме.
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяется по формулам:
где σ -1, -1 – приделы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения; – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; а, σ а – амплитуда напряжений; m, σ m – среднее напряжение; – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на величину придела выносливости.
Придел выносливости при изгибе с симметричным циклом переменных напряжений изгиба определяется по формуле
σ -1 = 0.43∙ 660=284 МПа
Амплитуда напряжения определяется по формуле:
где М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.
Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении
= 52, 972 Нм
Осевой момент сопротивления вала
Wнетто = = 14069, 33 мм3
σ а = σ u = 3, 76 МПа
Приделы выносливости при кручении
-1 = 0, 58∙ 264 = 165 МПа
Касательное напряжение изменяются по отнулевому циклу. Амплитуда и среднее напряжение определяются по формуле
где Wp нетто – полярный момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.
Полярный момент сопротивления определяется по формуле:
Wp нетто = 0, 2∙ 543 - мм3
а= m= = 5, 24 МПа
Среднее напряжение при симметричном цикле нормальных напряжений
σ m = = 0 МПа
Значение коэффициентов kσ , k , σ , , , и σ принимаем по таблицам:
kσ = 1.75; k = 1.6; σ = = 0.71; = 0.93; = σ = 0.2
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
nσ
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
n
Определяем результирующий коэффициент запаса прочности
=6, 795 > [n] Условия прочности вала на выносливость выполняются.
Популярное:
|
Последнее изменение этой страницы: 2016-08-31; Просмотров: 680; Нарушение авторского права страницы