Расчет привода и редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
(Нм)
T21в= Razl2+Fr3 (l2-l1) =
2385,05100,910-3+3981,25тАв55,310-3 = - 20,5 (Нм)
T22в=Razl2+Fr3 (l2-l1) - Tиз2Б=
= - 20,5 - 78,2 = - 98,69 (Нм)
По полученным значениям строим эпюру Тив (рис. 6).
Рисунок 7 - Эпюра вертикальных сил
Изгиб в горизонтальной плоскости.
?moma=0
Ft3l1-Ft2l2-Rbуl3=0
Rby===1415,1 (Н)
?momb=0t2(l3-l2) - Ft3(l3-l1) +Raуl3=0ay==
==7130 (Н)
Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Y.
?Y= Ray - Ft3+ Ft2+Rby=7130-12008,7+3463,6+1415,1=0
Вычислим изгибающие моменты:
Т1г=Rayl1=713045,610-3=325,13 (Нм)
T2г=Rayl2-Ft3 (l2-l1) =
=7130100,910-3-12008,7(100,9-45,6) 10-3 = 66,2 (Нм)
По полученным значениям строим эпюру Тиг (рис. 7).
Рисунок 8 - Эпюра горизонтальных сил
Рисунок 9 - Эпюра cуммарных моментов
Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении.
Ти===342,64 (Нм)
Определим суммарные реакции в опорах.
Ra= ==7513,95 (Н)
Rb= ==1487,7 (Н)
Fa = Rbx=2455,23 Н.
Определим фактический запас прочности.
Выбираем материал вала - сталь 45, улучшенная, ?В=750 МПа,
?Т=450 МПа. Диаметр вала в опасном сечении d = 57,12 мм.
Осевой момент сопротивления:
Wи=0,1d3=0,1(57,1210-3) 3=18,610-6 (м3).
Полярный момент сопротивления:
Wp=0,2d3=0,2(57,1210-3) 3=37,210-6 (м3).
Определим для опасного сечения запас сопротивления усталости и сравним его с допускаемым. При совместном действии напряжения кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:
S=,
где s?=-запас сопротивления усталости только по изгибу;
s?=-запас сопротивления усталости только по кручению.
В этих формулах ?а и ?а-амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а ?m и ?m-постоянные составляющие, ?? и ??-коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, ?-1 и ?-1 - пределы выносливости, Кd-масштабный фактор, КF-фактор шероховатости, К? и К?-эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
Найдем напряжение изгиба:
?а=Ти/Wи=342,64/18,610-6 = 18,42 (МПа).
Напряжение кручения:
?=Ткр/Wp=392/37,210-6=10,54 (МПа),
?а=0,5Ткр/Wp=0,510,54 = 5,27 (МПа).
Рассчитаем пределы выносливости ?-1 и ?-1:
?-1=0,4?В=0,4750=300 (МПа),
?-1=0,2?В=0,2750=150 (МПа).
По табл. 15. 1 [2] для галтели К?=1,85, К? =1,4.
По графику (см. рис. 15. 5 [2], кривая 2) Кd=0,48.
По графику (см. рис. 15. 6 [2], для чистовой обточки) КF=0,9.
Для средне углеродистой стали ??=0,1 и ??=0,05 [2]. Найдем s?:
s?==?3,8
Найдем s?:
s?===8,7
Определим запас сопротивления усталости:
S=
5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра dп=45 мм. Из каталога находим их параметры-размеры, динамическую грузоподъемность С и статическую грузоподъемность С0, а также параметр осевого нагружения е и коэффициент осевой нагрузки Y.
Подшипник № 7209 А:
D=85 мм, d=45 мм, b=19 мм, С=42,7 кН, С0=33,4 кН, е=0,414, Y=1,45.
Радиальные нагрузки Ra = 7557,5 Н и Rb = 1374,4 Н, осевая нагрузка Fa=2455,23 Н.
Определим
Fa/(VRa) = 2455,23/17513,95 = 0,327 < е = 0,414,
Fa/(VRb) = 2455,23/111487,7 = 1,65 > е = 0,414.
Коэффициент вращения V=1 [2] при вращении внутреннего кольца.
Эквивалентная нагрузка подсчитывается по формулам:
при Fa/(VFr) ? e,
Pа= VRaKдKt=17513,951,31 = 9768,14 (Н);
где, Kд - коэффициент динамической нагрузки, Kд=1,3 ([1] для редукторов), Kt - температурный коэффициент, Kt=1 [1];
при Fa/(VFr) >e,
Pb=(ХVRb+YFa) KдKt=
=(0,411487,7+1,452455,23) 1,31 =4333,7 (Н)
с подставкой Х=0,4 (табл. 16. 4 [2]) и Y, выбранного из каталога.
Ресурс подшипника определяется из равенства:
LE=6010-6nLhe=6010-6138,997500 = 62,55 (млн. об),
где n-частота вращения, в нашем случае n=n2Б=n1Т=138,99 об/мин.
Динамическая грузоподъёмность подшипника:
Ср=Р,
где р=10/3=3,33 для роликовых подшипников, а1-коэффициент надежности (а1=1 [1]), а2 - коэффициент, учитывающий свойства материалов колец и тел качения (а2=1,1 табл. 16. 3 [2]).
Найдем динамическую грузоподъёмность подшипников (самого нагруженного):
Сра= Ра=9768,14=32833,33 (Н)
Проверим выполнение условия:
Ср ? С
Сра = 32833,33 Н? С = 42700 Н
Условие выполняется, следовательно, подшипники подобраны верно.
Рисунок 10 Подшипник по ГОСТ 333-79
5.3 Подбор призматических шпонок
Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h.
Принимая величину допускаемых напряжений смятия [?см] =80тАж120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:
Lр?4Т103/(dh [?см]),
где [?см] =150 МПа (для неподвижных посадок [2]).
Шпонка b=10 мм, h=8 мм на хвостовике быстроходного вала:
Lр?4Т103/(dh [?см]) =
= 477,22103/(328150) = 8,04 (мм)
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
L = Lр+b = 8,04+10= 18,04 ? 20 (мм)
Выбираем шпонку 10х8х 28 по ГОСТ 23360-78
Но исходя из конструктивн