Сделай Сам Свою Работу на 5

Определение опорных реакций.





Консольное усилие Q на валу:

Н

k=250 – для червячного редуктора.

 

Определяем реакции опор

Плоскость УОZ:

 

Плоскость ХОZ:

 

Строим эпюру МХ

АВ: 0 ≤ z1 ≤ 0,1м

M = 0

DC: 0 ≤ z2 ≤ 0,075

Z2 = 0; МD = 0

Z2 = 0,075; МC = 601 Н·м

BC: 0 ≤ z3 ≤ 0,075

Z3 = 0; МB = 0

Z3 = 0,075; МC =448 Н·м

Строим эпюру МY

АВ: M=Q* z1

Z1 = 0; МA = 0

Z1 = 0,1; МB =1014 Н·м

ВС: 0 ≤ z3 ≤ 0,075

,

z3 = 0; МВ = 1014

z3 = 0,075; МС = -470 Н·м

DC: 0 ≤ z2 ≤ 0,075

,

z2 = 0; МD = 0

z2 = 0,075; МС = -470 Н·м

Строим эпюру крутящих моментов МZ

CD: MZ = 0

CA: MZ = M3 = 1466 Н·м

Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов.

Проверочный расчет ведомого вала.

Расчет вала на статическую прочность.

Определяем максимальный изгибающий момент:

Опасное сечение B

(Н∙м)

(мм3)

Максимальное напряжение в опасном сечении

(МПа)

Запас статической прочности:

Статическая прочность вала обеспечена, так как n>[n]=1.5…3 - требуемый запас прочности.

Расчет вала на усталостную прочность.

Расчет ведем в сечении, где концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночного паза.

Принимаем, что нормальное напряжение меняется по симметричному циклу , а касательное по пульсирующему



Материал вала сталь 45, термообработка–улучшение.

По табл. 3.3 (с.28) при диаметре заготовки до 80 мм ( в нашем случае dв=75 (мм) среднее значение (Н/мм2).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При d=70 (мм); b=18 (мм); t=6 (мм)

(мм3)

(Н/мм2)

Принимаем , .

После подстановки

Прочность вала обеспечена, так как n>[n]=1.5…3 - требуемый запас прочности.

 

 

Составление расчетной схемы червяка.

Окружная сила червяка

(Н).

Осевая сила на червяке :

(Н)

Радиальная сила равна по величине и противоположна по направлению:

(Н),

Момент на червяке – 88 Нм

Определение опорных реакций.

Консольное усилие Q на валу:

Н

k=250 – для червячного редуктора.

Определяем реакции опор

Плоскость УОZ:

 

Плоскость ХОZ:

 

Строим эпюру МХ

АВ: 0 ≤ z1 ≤ 0,08м

M = 0

DC: 0 ≤ z2 ≤ 0,15

Z2 = 0; МD = 0

Z2 = 0,15; МC = 486 Н·м

BC: 0 ≤ z3 ≤ 0,15

Z3 = 0; МB = 0

Z3 = 0,15; МC =75 Н·м

Строим эпюру МY

АВ: M=Q* z1

Z1 = 0; МA = 0

Z1 = 0,08; МB =188 Н·м



ВС: 0 ≤ z3 ≤ 0,15

,

z3 = 0; МВ = 188

z3 = 0,15; МС = -71 Н·м

DC: 0 ≤ z2 ≤ 0,15

,

z2 = 0; МD = 0

z2 = 0,15; МС = -71 Н·м

Строим эпюру крутящих моментов МZ

CD: MZ = 0

CA: MZ = M3 = 88 Н·м

Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов.

Проверочный расчет ведомого вала.

Расчет вала на статическую прочность.

Определяем максимальный изгибающий момент:

Опасное сечение С

(Н∙м)

(мм3)

Максимальное напряжение в опасном сечении

(МПа)

Запас статической прочности:

Статическая прочность вала обеспечена, так как n>[n]=1.5…3 - требуемый запас прочности.

Проверочный расчет подшипников на динамическую грузоподъемность.

ДЛЯ ВЫХОДНОГО ВАЛА

При определении реакций опор нами подсчитано. Что подшипник в сечении В нагружен сильнее. Проверим его на прочность.

Суммарные радиальные усилия в подшипниках

Осевые составляющие радиальных усилий подшипников

S1 = 0,83 · e · Rγ1 = 0,83 · 0,33 · 25490 = 15198 Н

Fα2 = 2200 Н – осевое усилие на колесе

Осевые нагрузки подшипников.

В нашем случае S1 > S2

S1 - S2 = 15198 – 2200 = 12998

При S1 > S2 и Fα > 0

При Pα1/ Rγ1 = 2200 / 15198 = 0,24 < е - осевые усилия не учитываются.

Определяем эквивалентную нагрузку

Pэкв = ( X · V · Rγ + Y · K · Fα ) Kσ · Kτ

Pэкв = ( X · V · Rγ1 ) · Kσ · Kτ

X = 1 V = 0,7 Kσ = 1,3

Kτ = 1

Pэкв = 25490 · 1 · 0,7 · 1 · 1,3 = 20496 Н

Расчет долговечности

N = 124,5 об/мин – частота вращения вала

Расчет долговечности подшипников превышает срок службы редуктора, следовательно они выбраны правильно.

 

ДЛЯ ВХОДНОГО ВАЛА

Суммарные радиальные усилия в подшипниках

Осевые составляющие радиальных усилий подшипников

S1 = 0,83 · e · Rγ1 = 0,83 · 0,33 · 5887 = 1612 Н



Fα2 = 2200 Н – осевое усилие на колесе

Определяем эквивалентную нагрузку

Pэкв = ( X · V · Rγ + Y · K · Fα ) Kσ · Kτ

X = 1 V = 0,7 Kσ = 1,3

Kτ = 1

Pэкв = (5887 · 1 · 0,7+0,87· 1,1· 10275) · 1 · 1,3 =18140 Н

Расчет долговечности

N = 2940 об/мин – частота вращения вала

Расчет долговечности подшипников превышает срок службы редуктора, следовательно они выбраны правильно.

 

Проверочный расчет шпонок.

 

Для выходного вала

Напряжение смятия в соединении

где

М – передаваемый вращающий момент;

Lp – рабочая длина шпонки;

[ σ ]см – допускаемое напряжение смятия,

[ σ ]см ≤ 100 МПа

Тогда длина шпонки под колесом

Напряжение в соединении на срез

Тогда длина шпонки

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: lp = 70мм

Тогда длина шпонки на хвостовике

Напряжение в соединении на срез

Тогда длина шпонки

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: lp = 70мм

 

Для входного вала

Напряжение смятия в соединении

где

М – передаваемый вращающий момент;

Lp – рабочая длина шпонки;

[ σ ]см – допускаемое напряжение смятия,

[ σ ]см ≤ 100 МПа

Тогда длина шпонки

Напряжение в соединении на срез

Тогда длина шпонки

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: lp = 50мм

 

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.