Расчет привода поперечно-строгального станка
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ца подшипника.
В связи с тем, что реакция опоры направлена перпендикулярно беговой дорожке подшипника, пересечения линии действия силы с осью вала оказывается смещено на расстояние s по отношению к центру роликов:
x=Dср.tga/2=(D+d).tga/4=6.9 мм
Определим расчетную длину по формуле
LP=L-2 (c/2+x);
где L - расстояние между внешними торцами подшипников;
с - ширина наружного кольца подшипников;
Расстояние между внешними торцами подшипника вычислим по формуле:
L=2T+tk+b+a=2*25,25+25+6+8=89,5 мм
где T - габаритная ширина подшипника;
tk - ширина зубчатого венца колеса;
b - ширина упорного буртика (6 мм);
a - размер ступичной части колеса (8 мм);
LP=89,5 - 2 (10 + 6.9)=55,7 мм
LK2=(T+tK/2) - (c/2+x)=(25,25+25/2) - (10+6.9)=20,85 мм
LK1=LP-LK2 =55,7-20,85=34,85 мм
7.2 Расчет тихоходного вала на статическую прочность
Расчет тихоходного вала на статическую прочность выполняется как проектировочный, т.е. рассчитывается диаметр d вала в опасном сечении, а затем это сечение сравнивается с диаметром вала, полученного из чертежа тихоходного вала редуктора.
Условие работоспособности принимает вид:
d=max[dрас, dкат];
В редукторе МЦ80 используется тихоходный вал из стали 40Х с улучшением и поверхностной закалкой участков под подшипниками.
При расчете тихоходного вала подшипники схематизируются в виде шарнирных опор. При составлении расчетной схемы шарнирные опоры заменяются реакциями, а силы действующие в зубчатом зацеплении приводим к оси вала. В результате получаем силы Ft, Fr, Fz и моменты Ft.d1/2, Fz.d1/2 возникающие соответственно от окружной и осевой сил.
Вычислим эти моменты:
Mt=Ft.d1/2=4141.0.151/2=312,6 Нм
Mz=Fz.d1/2=1187,4.0.151/2=89,6 Нм
Определим опасное сечение вала. Для этого построим эпюры изгибающего и крутящего моментов.
Mxa=Xb(Lk1+Lk2) - Ft.Lk1 =0;b=Ft. Lk1 /(Lk1 + Lk2)=4141.34,85/55,7=2591H
Mxb=-Xa(Lk1+ Lk2)+Ft. Lk1 =0
Xa= Ft. Lk2 /(Lk1 + Lk2)= 4141.20,85/55,7=1550 H
Myb=-Ya(Lk1+ Lk2)+Fr. Lk2 +FZ.d1/2=0a= (Fr. Lk2 +FZ.d1/2)/(Lk1 + Lk2)=(31,4+89,6)/0,055 =2172 Н
Mya=-Yb(Lk1+ Lk2) - Fr. Lk1 +FZ.d1/2=0b= (-Fr.Lk1 +FZ.d1/2)/(Lk1 + Lk2)=(-54,6+89,6)/0.055=636,6 Н
При проектировочном расчете на прочность вала пренебрежем нормальными напряжениями от нормальной силы и касательными напряжениями от поперечной силы. Анализируя эпюры внутренних силовых факторов видим, что наиболее нагруженным будет сечение С(слева) под срединной плоскость зубчатого колеса.
При проектировании использовались следующие допущения: не учитывался цикл характера нагружения, концентрацией напряжения на шпоночных канавках.
Проанализировав эпюру Эs видно, что в точках D и F нормальные напряжения одинаковы максимальны и отличаются лишь знаком.
Найдем суммарный изгибающий момент, учитывая что в сплошном круглом сечении, когда плоскость действия проходит через центр тяжести сечения, исключен косой изгиб:
Как видно из анализа распределения касательных и нормальных напряжений, две равно опасные точки D и F в этом сечении являются равно опасными. На Рисунке показано напряженное состояние в точке D.
В опасной точке D реализуется упрощенное плоское напряженное состояние, условие прочности примет вид: sэкв<=[s].
Для определения диаметра вала из проектировочного расчета используем третью теорию прочности, максимальных касательных напряжений. Осевой момент сопротивления будем считать как для круглого сплошного сечения без учета вырезов для шпонок.
7.3 Проектировочный расчет шпоночного соединения
Для соединения валов деталями, передающими вращения, применяют, главным образом призматические шпонки со скругленными краями, изготовленные из Стали 45.
Стандартные шпонки спроектированы таким образом что определяющим прочность для них является напряжение смятия.
Длина шпонки согласуется с длиной ступицы так, чтобы длина шпонки была несколько меньше длины ступицы колеса (на 5тАж15 мм).
Размеры поперечного сечения шпонки согласуются с диаметром вала. Эти размеры представлены в таблице
Таблица 10. Размеры шпонки
Диаметр вала d, ммШирина d, ммВысота h, ммГлубина паза на валу t1, ммГлубина паза на колесе t2, ммДлина l, мм3610853.322тАж110
Проведем проектировочный расчет шпонки на смятие. Условие прочности при расчете на смятие имеет вид
sсм[sсм]
где sсм - действующие напряжения смятия;
[sсм] - допускаемое напряжения смятия;
Для стальной ступицы и спокойной нагрузки [sсм]=110тАж190МПа
В нашем случае имеет место переменная нагрузка с сильными толчками, следовательно, уменьшим значение [sсм] на 40%. Тогда [sсм]=66тАж114. Окончательно примем допустимое напряжение смятия равным [sсм] =100 МПа.
Рассчитаем длину шпонки, используя условия прочности
где М =312.6 Нм - вращающий момент;
d = 36 мм - диаметр вала;
t1 = 5 мм - глубина врезания шпонки в вал;
b = 12 мм - ширина шпонки;
h = 8 мм - высота шпонки.
l=b+2M/([sсм] d (h-t1))= 0,057 м
Длина ступицы равна L=33 мм
Полученное значение шпонки оказывается больше, чем длина ступицы L, следовательно, используем две призматические шпонки, установленные на валу диаметрально. Длину шпонки рассчитываем по формуле
l=M([sсм] d (h-t1))+b=0,026 м
В конструкторской практике принято, что (L-l)=5тАж15 мм. Это условие выполнено.
7.4 Расчет вала на выносливость
Выполним проверочный расчет вала на выносливость с учетом конструктивных и технологических факторов, а также формы циклов нормального и касательного напряжений. Проверочны