7.1 Определим реакцию опор в подшипниках быстроходного вала

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

Н .

Н .

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X :

0; ;;

27,9 , 125,3 .

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

=1103Н ,

=1356 Н ,

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y :

; ;

;

.

Строим эпюру крутящих моментов ; :

62Н .

Определяем суммарные радиальные реакции, Н :

1136Н ,

Эпюры и схема нагружения подшипников быстроходного вала.

Н .

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

.

.

7.2 Определим реакцию опор в подшипниках среднего вала

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

,

= 5833Н .

,

=8634Н .

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X :

=-570 ;

-429 .

-119 .

.

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

=1573Н ,

=-904Н ,

Проверка: .

Эпюры и схема нагружения подшипников нейтрального вала.

; ;

.

45 .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y :

Строим эпюру крутящих моментов ; :

468 ,

487 .

Определяем суммарные радиальные реакции, Н :

8681 Н ,

6041 Н .

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

590 .

431 .

7.3 Определим реакцию опор в подшипниках тихоходного вала.

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

3064Н .

8213 Н .

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X :

Эпюры и схема нагружения подшипников тихоходного вала.

; ;

305 ;

899 .

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н :

2212Н .

2515 Н .

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y :

; ; 0;

275 .

Строим эпюру крутящих моментов ; :

1870 .

Определяем суммарные радиальные реакции, Н :

3779 Н ,

8589 Н .

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

940 .

305 .

8. Проверочный расчет подшипников

Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

,

где e = 0,296,

Н ,

Н .

Определим осевые нагрузки подшипников. Так как и , то Н , Н .

Определим отношение

,

По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

,

где V – коэффициент вращения, V =1;

X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,096;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т =1;

Н .

Н .

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3,3;

<C_r = 90000H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h =4700ч.

Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

, где e = 0,41,

Н ,

Н .

Определим осевые нагрузки подшипников.

Так как и , то Н , Н .

Определим отношение

,

По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

, ,

где V – коэффициент вращения, V =1;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т =1,0;

X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,46;

Н .

Н .

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3,33;

<C_r =57900H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h =4700ч.

Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.

Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

,

где V – коэффициент вращения, V =1;

К_б – коэффициент безопасности, К_б =1,2;

К_т – температурный коэффициент, К_т =1,0;

Н .

Н .

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где m – показатель степени, m=3;

<C_r =57200H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>L_h =4700 ч.

9. Проверочные расчеты

9.1 проверочный расчет шпонок

Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [s _CM ] = 60 МПа, при стальной ступице [s _CM ] = 120 МПа.

Напряжение смятия и условие прочности:

,

где А_{с м} – площадь смятия;

,

где h , t ₁ – стандартные размеры;

l _р – рабочая длинна шпонки.

тихоходный вал:

Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).

d = 32 мм , b ´ h = 10´8 мм , t ₁ = 5 мм , длина шпонки l = 50 мм , момент на валу F_t =2583 Н .

Н < [s_CM ] = 190 Н .

Нейтральный вал:

Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).

d = 60 мм , b ´h = 18´11 мм , t ₁ = 7 мм , длина шпонки l = 32 мм , момент на валу F_t =4058 Н .

Н < [s_CM ] = 190 Н .

Тихоходный вал:

Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).

d = 105 мм , b ´h = 28´14 мм , t ₁ = 10 мм , длина шпонки l = 62 мм , момент на валу F_t =12986 Н .

Н < [s_CM ] = 190 Н .

Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.

d = 80 мм , b ´h = 22´14 мм , t ₁ = 9 мм , длина шпонки l = 114 мм , момент на валу F_t =12986 Н .

Н < [s_CM ] = 190 Н .

9.2 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 188 Н ×м ;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

мм³ ,

Н /мм² .

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 62 Н ×м ;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³ ,

Н /мм² .

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1 , τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н /мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н /мм² ;

(К_σ )_D , (К_τ )_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ =1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ =1,55;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d =0,7;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F =1,5:

1,48,

1,36.

Н /мм² ,

Н /мм² .

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Нейтральный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 590 Н ×м ;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

мм³ ,

Н /мм² .

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 467,5 Н ×м ;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³ ,

Н /мм² .

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1 , τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н /мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н /мм² ;

(К_σ )_D , (К_τ )_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ =1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ =1,55;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d =0,67;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F =1,5:

1,52,

1,41.

Н /мм² ,

Н /мм² .

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Тихоходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.

Нормальное напряжение

,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 940,5 Н ×м ;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

мм³ ,

Н /мм² .

Касательное напряжение

,

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 1870 Н ×м ;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³ ,

Н /мм² .

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ_-1 , τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 380 Н /мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 220 Н /мм² ;

(К_σ )_D , (К_τ )_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ =2,15;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ =2,05;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d =0,62;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F =1:

2,67,

2,54.

Н /мм² ,

Н /мм² .

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

9.3 Тепловой расчет редуктора

Определим температуру масла в редукторе,

,

где Р₁ – мощность на быстроходном валу редуктора, Р₁ = 11 кВт ;

η – коэффициент полезного действия, η = 0,72;

К _t – коэффициент теплопередачи, К _t = 10;

А – площадь теплоотдающей поверхности, А = 0,56;

t _в – температура вне корпуса, t _в = 20⁰ ;

<[t ]=80⁰

содержание   ..  379  380  381   ..