ПОДБОР СТАНДАРТНЫХ МУФТ СЦЕПЛЕНИЯ

На входной вал монтирую муфту упругую втулочно-пальцевую. Она состоит из двух полумуфт, соединенных упругими элементами, выполненными из резины.

Т_{М расч 3}=К·Т₃£ [T],

где к - коэффициент, зависящий от нагрузки. При спокойной нагрузке К=1,1¸1,4 (см.[8], стр.195). Принимаю К=1,1

Т_{М расч 3}= 1,1 ∙ 183 = 201Нм

Выбираю стандартную муфту МУВП-48, ГОСТ 24424-75(см.[4], табл.30,стр 83). При заказе МУВП расточка осуществляется под d_хв₃=48мм.

[Т], Нм	Диаметр вала	D	L	l

Число пальцев принимаю равным 6 (Материал–сталь 45, см [2] c 174).

Диаметр пальца:

d_п = 0,1 ∙ D,

d_п = 0,1 ∙ 140 = 14 мм.

Диаметр под втулки:

d_о = 2 ∙ d_п,

d_о = 2 ∙ 14 = 28.

На выходной вал ставмуфту предохранительную фрикционную дисковую общего назначения. Она предназначена для защиты приводных устройств от перегрузок, автоматически размыкая передачу:

Т_{М расч 1}=К·Т₁£ [T],

Т_{М расч 1}= 1,1 ∙ 17=18,7Н∙м.

Выбираю стандартную муфту по ГОСТ 15622-77(см. [1], стр. 485):

Т_ном, Н ∙ м	d	d₁	D	L	l	l₁	n,об/мин

D₁»(3¸4)d =3,5·20=70мм-наружный диаметр кольца трения;
D₂»(0,5¸0,6)D_н=0,5·60=30мм – внутренний диаметр поверхности трения.

14. СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ СХЕМ
НАГРУЖЕНИЯ КАЖДОГО ВАЛА
И ИХ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ
В ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЯХ

Y Z X

Из эскизной компоновки получаем размеры валов.

Рис.4 Схема нагружения быстроходного вала

Для быстроходного вала:

Мa1 = Fa1 ·(dw1 /2)= 4886 H·мм

Smyb =0 Smxb =0

–rax ·(90+38)+ Ft1 ·90=0 ray ·(90+38)+ Мa –Fr1 ·90=0

rax = 604 h ray = 233 h

Smya =0 Smxa =0

rbx ·(90+38)– Ft1 ·38=0 –rby ·(90+38) +Мa +Fr1 ·38=0

rbx =367 h rby = 155 h

Sx =0 Sy =0

–rax + Ft1 – rbx =0; 0=0 ray –Fr1 + rby =0; 0=0

Сечение 1-1 (0£ z £38) Сечение 2-2 (0£ z £90)

xoz: my = rax ·z xoz: my = rax ·(38+z)– Ft1·z

z=0 my =0 z=0 my =30200 h

z=38 my = 24160 h z=90 my = 0

yoz: mx = ray ·z yoz: mx = ray ·(38+z)– Fr1·z+ Мa

z=0 mx =0 z=0 mx = 16536 h

z=38 mx = 9320 h z=90 mx =0

Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Mи (о.с.) ==30 H·м

Эквивалентный момент от изгиба и кручения:

Mэ ==30 H·м.

Коэффициент запаса выносливости:

где n_s – запас выносливости по нормальным напряжениям;
n_t – запас выносливости по касательным напряжениям.

где s_–1, t_–1 – предел выносливости при изгибе и кручении;
e_s, e_t – масштабные факторы при изгибе и кручении;
s, t – действительные напряжения в опасном сечении;
k_s, k_t –эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении;
y_t – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;
b – коэффициент, учитывающий состояние поверхности вала.

где d_о.с. – диаметр вала в опасном сечении.

Для углеродистых сталей:

для легированных сталей:

Где s_B=930 – предел прочности при изгибе и кручении для вала из стали 40Х (см [2] стр 28)

e_s = 0,77 (см [2] c 99)

e_t = 0,77;

b = 0,9;

s_–1=0,35·930 + 90=416 МПа;

t_–1=0,58 ·416 =241 МПа;

k_s = 1,84 (см [1] c 298)

k_t = 1,39;

y_t = 0,135 при s_B ³500 МПа;

d_о.с. =28 мм;

s = =10,7 Н/мм²;

t = =0,003;

n_s= =14,4;

n_t= =66333;

n= =14 >1,5.

Рис. 5 Схема нагружения промежуточного вала

Y Z X

Для промежуточного вала:

Рис.5 Схема нагружения промежуточного вала

Мa2= Fa2 ·(dw2 /2)= 8800 H·мм

Smyd =0 Smxd =0

rcx ·(40+44+47)– Ft2 ·(44+47)+ Ft3 ·47=0 –rcy·131+Мa+Fr2·(44+47)–Fr3 ·40=0

rcx = 110 h rcy=96 Н

Smyc =0 Smxc =0

–rDx ·131– Ft3 ·(44+47)+Ft2 ·40=0 rdy ·131 +Fr3·91–Fr2 ·40+Мa =0

rdx = -1332 h rdy=-497 Н

Sx =0 Sy =0

rcx – Ft2 + Ft3 –rdx =0; 0=0 rcy –Fr2 +Fr3–rdy =0; 0=0

Сечение 1-1 (0£ z £40) Сечение 2-2 (0£ z £ 47)

xoz: my = rcx ·z xoz: my = rdx ·z

z=0 my =0 z=0 my =0

z=40 my = 4400 h z=47 my = 62604 h

yoz: mx = –rcy ·z yoz: mx = –rdy ·z

z=0 mx =0 z=0 mx = 0

z=40 mx = 3840 h z=47 mx =23359 h

Сечение 3-3 (0£ z £44)

YOZ: Mx = –rdy ·(47+z) +Fr3·z

z=0 mx =23359 h

z=44 mx =13361 H

Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Mи (о.с.) ==66 H·м

Эквивалентный момент от изгиба и кручения:

Mэ ==68 H·м.

Коэффициент запаса выносливости:

где d_о.с. – диаметр вала в опасном сечении.

Для углеродистых сталей:

для легированных сталей:

Где s_B=780 – предел прочности при изгибе и кручении для вала из стали 45 (см [2] стр 28)

e_s = 0,88 (см [2] c 99)

e_t = 0,77;

b = 0,9;

s_–1=0,43·780 =335 МПа;

t_–1=0,58 ·335=195 МПа;

k_s = 1,8 (см [2] c 98)

k_t = 1,7;

y_t = 0,135 при s_B ³500 МПа;

d_о.с. = 50 мм;

s = =13 Н/мм²;

t = =0,012;

n_s= = 11;

n_t= =16250;

n= =4 >1,5.

Для тихоходного вала:

Рис.6 Схема нагружения тихоходного вала

Y Z X

Fм=125·=125=1690Н Smyf =0 Smxf =0

rex ·(86+47)– Ft4·47–Fм ·150=0 –rey·133 + Fr4·47=0

rex = 2586h rey = 245h

Smye =0 Smxe =0

–rfx ·(86+47)+Ft4 ·86–Fм ·283=0 rfy ·133–Fr4 ·86 =0

rfx = –2350 h rfy = 448 h

Sx =0 Sy =0

rex – Ft4–rfx+ Fм =0; 0=0 rcy –Fr2 +Fr3–rdy =0; 0=0

Сечение 1-1 (0£ z £86) Сечение 2-2 (0£ z £ 150)

xoz: my = rex ·z xoz: my = Fm ·z

z=0 my =0 z=0 my =0

z=86 my =222396h z=150 my =253500 h

yoz: mx = rey ·z YOZ: сил нет.

z=0 mx =0 Сечение 3-3 (0£ z £ 47)

z=86 mx = 21070 h yoz: mx = rey ·(86+z)– Fr4 ·86

z=0 mx = 21070 h

z=51 mx =0

Определяю суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Mи (о.с.) ==223 H·м

Эквивалентный момент от изгиба и кручения:

Mэ == 261 H·м.

Коэффициент запаса выносливости:

где d_о.с. – диаметр вала в опасном сечении.

Для углеродистых сталей:

для легированных сталей:

Где s_B=780 – предел прочности при изгибе и кручении для вала из стали 45 (см [2] стр 28)

e_s = 0,82 (см [2] c 99)

e_t = 0,7;

b = 0,9;

s_–1=0,43·780 =335 МПа;

t_–1=0,58 ·335=195 МПа;

k_s = 1,8 (см [2] c 98)

k_t = 1,7;

y_t = 0,135 при s_B ³500 МПа;

d_о.с. = 65 мм;

s = =40 Н/мм²;

t = =0,0115;

n_s= = 3;

n_t= =39000;

n= =3 >1,5.

15. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Ресурс подшипника:

где С – динамическая грузоподъемность (дана в каталогах на подшипники, см. [1] стр. 530, 341);
F_э – эквивалентная нагрузка;
m – показатель степени.

Для шариковых подшипников принимаем: m = 3.

Динамическая грузоподъемность:

для № 36208 С = 38000 Н;

для № 46308 С = 27000 Н;

для № 112 С = 21200 Н.

Эквивалентная нагрузка наиболее нагруженного подшипника:

Fэ =(X·V·Rr + Y·Ra) ·Ks ·Kt,

где Y – коэффициент осевой нагрузки
Х – коэффициент радиальной нагрузки

V – коэффициент, учитывающий снижение ресурса подшипника при вращении его внешнего кольца. При вращении внутреннего кольца V =1

R_y – cуммарная радиальная нагрузка на подшипник
R_a – осевая сила, составляющая радиальной нагрузки подшипника;
k_t – коэффициент, учитывающий рабочую температуру;
k_s – коэффициент нагрузки;
k_E – коэффициент эквивалентной нагрузки.

При t £ 125 °С принимаю k_t = 1.

Принимаем k_s = 1, так как нагрузка спокойная (см. задание).

Долговечность подшипников:

где n_i – частота вращения i^го вала;
L_h_з – заданная долговечность.

L_h_з = 25000 ч.

Для подшипников № 36208 на быстроходном валу:

Опора A более нагружена, поэтому расчет произвожу для неё.

R_rA == = 647 H

R_rB == =398 H

RaA = Fa + 0,83·e· R_rB , e = 0,34– коэффициент осевого нагружения

при Fa/С_о=0,03 (см [3] c 294).

RaA = 349 + 0,83·0,34· 398= 462 Н;

RaA > 0,83·e·R_rA , 462> 189 –условие соблюдается

Y=1,62, X=0,45 (см [3] c 294).

Fэ =(0,45·1·647 + 1,62·462)·1·1=1040 Н;

L =3375

L_h == 75000>36960

Для подшипников № 46308 на промежуточном валу:

Опора D более нагружена, поэтому расчет производим для неё.

R_rD == = 1421 H

R_rC == =146 H

RaD = Fa + 0,83·e· R_rC , e =0,34– коэффициент осевого нагружения

при Fa/С_о=0,03 (см [3] c 294).

RaD = 349 + 0,83·0,34·146= 390 Н;

RaD > 0,83·e·R_rD , 390> 353 –условие соблюдается

Y=0, X=1 (см [3] c 294).

Fэ =1·1·1421=1421 Н;

L =³ =27000

L_h = 60000 > 36960.

Для подшипников № 112 на тихоходном валу:

Fэ =X·V·Rr ·Ks ·Kt,

Нахожу более нагруженную опору:

R_rE == = 2597 Н;

R_rF == 2300 H

При отсутствии осевой силы принимаю Х = 1.

Fэ =1·1·RrE ·1·1=2597 Н;

L =³ =34446;

L_h == 90660 > 39960.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: