Инженерные расчеты по критериям работоспособности привода электродвигателя
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Н - ширина соответствующей крышки, мм;
L4 , L7 - длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора. Они определяются по зависимости
L3 =L7 = b1 +2X, (51)
L3 =L7 =71+210=91 мм,
где b1,- ширина шестерни, мм;
L4, L8 - длины участков валов под подшипник, которые определяются по формуле
L4(8)=В+X (52)
где В - ширина соответствующего подшипника, мм
L4=35, L8=31
Если в конструкции редуктора применяются мазеудерживающие кольца, то в размеры L2, L4, L6 , L8 , определяемые по формулам (49) и (52), добавляется ширина мазеудерживающего кольца.
На четвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам и определяются для валов размеры ai, bi , мм, которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.
Рисунок 16 - Последовательность эскизной компоновки редуктора
8. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.
В данной курсовой работе проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала. К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и цепной передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала а = 76 мм, в = 66 мм были получены после эскизной компоновки редуктора.
Рассмотрим вертикальную плоскость YAX (рисунок 16,6). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес Ft перенесем на ось вала, добавляя момент, равный Ftd2/2.
От действия окружной силы Ft, возникают реакции в опорах
=Ft/2=3118/2=1559Н,
так как передача расположена симметрично относительно опор. Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости , Нмм, (рисунок 16,в) равно
= b = 155966 = 102894 Hмм.
Рассмотрим горизонтальную плоскость ZAX (рисунок 16,г).
Определим реакции в опорах ,.
Решая последнее уравнение относительно реакции , получим
Н
Рисунок 17 - Схема нагружения тихоходного вала, эпюры внутренних силовых факторов
Решая последнее уравнение относительно реакции , получим
После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению
; -1722,86-1135+6835,86-3978=0.
Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.
Определим изгибающие моменты в сечениях вала.
В точке К изгибающий момент равен
В точке В изгибающий момент равен
Нмм
По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 17, д).
Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов, Нмм, (рисунок 17,е) по зависимости
. (53)
В точке К суммарный изгибающий момент равен
Нмм .
На участке вала от точки К до конца выходного участка (рисунок 17,а) действует также и крутящий момент Тз =590820 Нмм, эпюра которого показана на рисунке 17,ж. 9 Проверка подшипников на долговечность
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
Выбранные подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора В, радиальная сила в которой равна
.
Долговечность выбранных шарикоподшипников Lh , ч, определяется по формуле:
, (56)
гдеn = 293 мин-1 - частота вращения тихоходного вала;
С = 43600 Н - динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала;
Р - приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружение определяется по зависимости
P = FrVCpKT, (57)
гдеV - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1 ;
Ср - коэффициент режима нагрузки, Cp=1,2 (таблица 12)
КT - температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100, то можно принять KT=1. Приведенная нагрузка по формуле (57) равна Р = 7066 1 1,2 1 = 8479 H. Долговечность подшипника по формуле (56) равна
Lh>[Lh] 18471>10000, значит расчетная долговечность подшипников выполняется.
9. Проверочный расчет тихоходного вала
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
s>[s], (58)
где s,[s]-расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ([s]=2,5... 3,0 для валов общего назначения).
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опоре В (рисунок 17). Также опасным может оказаться сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен:
(59)
где -коэффициенты запаса Прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:
(60)
где -пределы выносливост?/p>