Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Воронежская государственная лесотехническая академия

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

4555

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

08.01.2021

Размер:

1.14 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Задача № 8

Вариант	Мощность	Частота	Модуль зацепления	Число зубьев	Угол делитель-	Сила, действующая	Длины участков ва-
	на валу	вращения	в среднем	зубчатого ко-	ного конуса	на вал от ременной	L1	ла, мм.	L3
	Р, кВт.	n, мин-1	mnm, мм.	леса Z1	0	передачи Q, Н.	L1	L2	L3
	Р, кВт.	вала	сечении	леса Z1	0	передачи Q, Н.
					1

1	3.7	179	2.25	25	13	1245	55	50	85

2	4.5	135	2	27	14	1000	62	55	100

3	1.7	145	3	31	15	990	57	52	98

4	2,0	135	2	25	14	950	55	60	70

5	2,2	130	3	30	15	975	60	55	65

6	2,5	120	2	35	14	980	65	60	75

Вращающий момент на зубчатом колесе	Т 9550	Р	, Hм.
		n


	F			2T		, Н .
Окружная сила на зубчатом колесе
		t 1		d	m

Радиальная сила на зубчатом колесе Fr1			Ft 2 (0.444 cos
Осевая сила на зубчатом колесе Fa1		Ft1 (0.444					sin 1
Средний делительный диаметр зубчатого колеса dm							mnm

1 0.7sin 1 ), H .

0.7cos 1 ), H .

Z2 , мм.

Задача № 9

Вариант	Мощность	Частота вра-	Модуль за-	Коэффициент		Число зубьев				Сила, действующая					Длины участков
Вариант		n 1, мин-1												Q, H.
	на червяке	щения червя-	цепления m,	диаметра		червячного					на червяк от				червяка, мм.
	Р1, кВт.	ка	мм.	червяка q		колеса Z2					ременной передачи
															L1	L2	L3

1	3,8	480	3	10		40				930					70	70	60

2	2,8	740	3	12		40				1160					55	55	40

3	2,7	745	4	12		30				855					60	60	45

4	2,6	735	3	10		30				890					65	70	55

5	2,4	750	4	12		40				1000					75	85	80

6	2,2	770	3	10		40				1050					90	90	80

																	12
			Крутящий момент на червяке				Т1	9550					Р1	, Нм.
			Крутящий момент на червяке				Т1	9550					n	, Нм.
										1
			Окружная сила на червяке Ft1					2 T
								1	, Н
								d1	, Н
						F	F				2 T2	, Н .
			Осевая сила на червяке			F	F					, Н .
			Осевая сила на червяке			a1	t 2				d
										2
			Радиальная сила на червяке Fr1					Ft 2 tg , H .
			Делительный диаметр червяка d1					m q, мм.
			Угол профиля		200 .
			Длина нарезной части червяка l					(11			0, 06Z2 ) m.

3 ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ РАСЧЁТНО-ГРАФИЧЕСКОЙ РАБОТЫ

3.1 Задание

Рассчитать вал, подобрать и рассчитать к нему подшипники и шпонки. Разработать конструкцию вала (рис.1).

Шестерня	Fa2	Колесо
Шестерня		Колесо
	Ft2	Fr2

Fr1

Ft1

l 1

l 2

l 3

Рис. 1 Схема вала

Исходные данные:

Мощность на валу: Р = 2,8 кВт. Частота вращения вала: n = 52 мин -1.

Модуль зацепления шестерни: m1 = 4 мм.

Модуль (нормальный) зацепления колеса: mn = 2,5 мм. Число зубьев: шестерни Z1 = 21;

колеса Z2 = 118.

Угол профиля (угол зацепления): αw = 200. Угол наклона зубьев колеса: β = 100.

Длины участков вала: l1 = 62 мм; l2 = 72 мм; l3 = 52 мм. Вращающий момент на валу: Т = 9550 Р/n = 9550·2,8/52 = 514 Нм. Делительный диаметр шестерни: d1 = m1Z1 = 4·21 = 84 мм.

Делительный диаметр колеса: d2 = mnZ2/cos β = 2,5·118/ cos100 = 299 мм. Окружное усилие на шестерне: Ft1 = 2Т/d1 = 2·514/0,084 = 12238 Н. Окружное усилие на колесе: Ft2 = 2Т/d2 = 2·514/0,299 = 3438 Н. Радиальное усилие на шестерне: Fr1 = Ft1tqα = 12238 tq 200 = 4454 Н. Радиальное усилие на колесе: Fr2=Ft2 tq αw/cos β =3438 tq 200/cos 100=1270Н. Осевое усилие на колесе: Fa2 = Ft2 tq β = 3438 tq 100 = 606 Н.

3.2Расчетная часть

3.2.1Приближенный расчет вала

Поскольку на вал действуют силы в двух взаимноперпендикулярных плоскостях, расчетные схемы будем рассматривать в горизонтальной и в вертикальной плоскостях (рис. 2) [1, 2, 3].

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости. Для опоры А условие равновесия имеет вид:

МА

Ft1 l1

Ft 2 l1 l2

RBx

l1 l2

l3 0 ,

отсюда

RBx

Ft1 l1

Ft 2

12238 0, 062

3538 0, 062

0, 072

6556,17

Н.

0, 062

0, 072

0, 058

Для опоры В условие равновесия имеет вид:

МВ

Ft 2 l3

Ft1

RAx

0 ,

тогда

RAx

Ft 2

Ft1

3438 0, 052

12238

0, 052

0, 072

9119, 83

Н.

0, 052

0, 072

0, 062

Проверка: RAx

Ft1

Ft 2

RBx

9119,83

12238

3438

6556,17 0 .

Изгибающие моменты и эпюры в горизонтальной плоскости

| l1

M u

0 .

RAx l1

9119,83 0, 062

565, 43 Нм.

M u x2

RBx

x2 | l03

x2 0

M u

0 .

RBx l3

6556,17 0, 052

340,92 Нм.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

Для опоры А условие равновесия:

M A

Fr1 l1

Fr 2

RBy

Fa 2

отсюда

Fr1 l1 Fr 2

Fa2

4454 0,062

1270

0,062

0,072

606

0,299

RBy

1056,8

Н,

0,062

0,072

0,052

Для опоры В:

Fr 2 l3

Fa 2

Fr1

RAy

l1 0 ,

		4
		15
		Fa
		Ft 2	Fr 2
A			Fr 2	B
A				B
		Fr 1
	Ft 1
l1		l2		l3
RAX		Ft 1	Ft 2	RBX
Х1		Ми= 565,43 Нм		Х2
		Ми= 565,43 Нм
			Ми= 340,92 Нм
		Fa
RAY		Fr 2	d	RBY
RAY		Fr 2	2	RBY
			2
y1	Fr 1	y2		y3
			Ми= 35,64 Нм
			Ми= 54,95 Нм
		Ми= 131,89 Нм
		Т= 514 Нм
	Рис.2 Эпюры моментов на валу

тогда

Fr 2 l3

Fa 2

Fr1

1270 0, 052

606

0, 299

4454 0, 052

0, 072

RAy

0, 062

0, 072

0, 052

2127, 2 Н.

Проверка:

Ray

Fr1

Fr 2

RBy

2127, 2 4454

1270 1056,8 0 .

Изгибающие моменты и эпюры в вертикальной плоскости:

Mu y1

RAy y1 │ 0l1

Mu1

0 .

RAy l1

2127,19 0,062

131,89 Нм.

│ l2

l 2127,19 0,062

131,89 Нм.

y2 l2 Mu

RAy

Fr1

2127, 2

0, 062

0, 072

4454 0, 072

35, 64 Нм

│ l3

RBy

1056,8 0,052

54, 95 Нм.

Проверка:

Fa 2d2

606 0, 299

90, 59Нм;

Ми

35, 64

54, 95 90, 59 Нм.

Строим эпюру вращающего момента Т = 514 Нм. (см. рис. 2).

Суммарные реакции опор:

9119, 832

2127, 202

9364, 62 Н.

ΣА

6556,172

1056, 802

6640, 26 Н.

ΣВ

В x

Вy

Суммарный изгибающий момент под шестерней:

и 1

565, 422

131, 892

580, 59 Нм.

y 2

Суммарный изгибающий момент под колесом:

и 2

M 2

340, 922

54, 952

345, 32 Нм.

x 2

y 2MAX

Максимальный суммарный изгибающий момент под шестерней, поэтому эквивалентный момент:

Мэкв Ми21 0, 75Т 2 580, 592 0, 75 5142 731, 59 Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:


d		М	экв		731, 59 103	51, 4 мм.,
d	3 0,1		экв	0,1 55		51, 4 мм.,
				3

где [σ] – допускаемое напряжение на изгиб, [σ]= 50…60 МПа.

Принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра вала под шестерней и колесом d = 55 мм. Под подшипники диаметр вала будет на 5 мм меньше, т.е. dп = 50 мм, а свободный участок вала принимаем на 5 мм больше –

dсв = 60 мм.

Предварительно выбираем (по dп = 50 мм) подшипники радиальноупорные шариковые (так как действуют радиальные и осевая силы) легкой серии 36210: внутренний диаметр dп = 50 мм, наружные диаметр Dп = 90 мм, ширина Вп = 20 мм.

Поскольку диаметр вала d >38 мм выбираем призматические шпонки. Размеры шпонок производим по диаметру вала: для d = 55 мм ширина шпонки b = 16 мм, ее высота h = 10 мм, глубина паза в валу t1 = 6 мм.

Для определения длины шпонки надо знать длину ступицы зубчатых колес:

	dст	1, 2	d 1, 2	55	65 мм.
Длина шпонки	lш	dст	5 мм	65	5 60 мм.

Ориентируясь на полученные и заданные размеры, выполняем эскиз вала

(рис.3).

Рис. 3 Эскиз вала

3.2.2 Уточненный расчет вала

Определяем коэффициент запаса прочности в сечении I-I (под шестерней максимальный изгибающий момент и имеется концентратор напряжения – шпоночный паз) [1, 2].

Принимаем материал вала сталь 40ХН ГОСТ 10702-78. Для выбранного материала предел прочности σв = 980 МПа.

Предел выносливости материала вала при изгибе:

1 0,43 В 0,43 980 421,4 МПа.

Предел выносливости материала вала при кручении:

0,23

0,23 980

225,4 МПа.

Моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению (без учета

шпоночного паза):

d 3

Wнетто

;

2 d

d 3

WК .нетто

2 d

где в, t1- ширина и глубина шпоночного паза соответственно.

При диаметре вала d = 55 мм для призматической шпонки в = 16 мм., t1.=

6 мм.

Тогда

		3,14 55		3		16 6		55	6	2
				3									мм 2;
W											14230,12


	нетто	32					2 55
		32					2 55
			3,14 55		3	16 6		55		6	2
					3								мм 2.
W												30555, 7

	К нетто	16						2 55
	К нетто

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений:


	Ми 1 103		580, 59 103	40, 8 МПа.
а		Wнетто	14230,12	40, 8 МПа.
а

		Т 103	514 103		8, 41	МПа.
а m					8, 41	МПа.
		2 WК нетто 2 30555, 7

Среднее значение напряжений изгиба:

	4 Fa		4 606	0, 26	МПа.
m	d 2	3,14 552

Коэффициенты запаса прочности по изгибу и кручению соответственно:

S			1	;
			1
		K
	a			m
	a			m

S			1	,
			1
		K
	a			m
	a			m

где К , К - коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно. Для шпоночного паза: К =1,7, К =1,6;

-коэффициент шероховатости поверхности. Для сталей 0,99 ;

,- масштабные факторы изгиба и кручения. Для вала d =55 мм, изготов-

ленного из легированной стали: =0,7, =0,7;

,- коэффициенты асимметрии циклов напряжений на изгиб и кручение

соответственно:

=0,1,

=0,05 [1].

Тогда

S		421, 4					4, 2 ;

	1, 7
40, 8	1, 7			0,1	0, 26

	0, 99		0, 7
S		225, 4				11, 3 .

	1, 6
8, 41	1, 6			0, 05	8, 41

	0, 99	0, 7

Общий коэффициент запаса прочности:

S	S	S	4, 2 11, 3	3, 9	> S	=2,5.


	S 2	S 2	4, 22 11, 32
	S 2	S 2	4, 22 11, 32

Поскольку полученное значение общего коэффициента запаса прочности больше допустимого значения, следовательно, вал будет прочным.

1, а коэффициент осевой на-

3.2.3 Подбор и расчет подшипников качения

Будем считать, что подшипники установлены по такой схеме, когда осевое усилие Fа действует на опору В. Отношение осевой силы к суммарной реакции для этой опоры будет:

Fа		606	0, 091 .
R В	6640, 24

Оставляем предварительно выбранные радиально-упорные шариковые подшипники 36210 (допускается применять также однорядные радиальные ша-

рикоподшипники при выполнении условия: Fa R B < 0,35), для которых динамиче-

ская грузоподъемность С=43200 Н; статическая грузоподъемность С0= 27000 Н. Величине отношения Fа/С0 = 606/27000 = 0,022 соответствует значение

коэффициента влияния осевой нагрузки е = 0,352 [2].

Осевая составляющие от радиальной нагрузки для опоры А:

SA e R A 0, 352 9364,62 3296 H

Осевая составляющие от радиальной нагрузки для опоры В:

SB e R B 0, 352 6640, 26 2337 H

Так как SA > SB и Fa > 0, то суммарные осевые нагрузки в подшипниках:

Fa 1 = SA = 3296 Н.,

Fa 2 = SA + Fa = 3269+ 606 = 3902 Н.

Проверяем отношение: Fa2/С0 = 3902/27000 = 0,14. По полученному значению отношения Fa2/С0 уточним значение коэффициента влияния осевой нагрузки - е = 0,44 [1].

Для опоры А:

Fa1		3296	0, 35 е,
V R A	1 9364,62

где V - коэффициент вращения кольца подшипника. При вращении внутреннего кольца – V = 1.

Тогда коэффициент радиальной нагрузки Х грузки - Y 0 .

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PA X V Ra Kб k ,,

где Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,2; Кτ – температурный коэффициент, Кτ = 1.

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
08.01.20211.14 Mб74550.pdf
#
08.01.20211.14 Mб14551.pdf
#
08.01.20211.14 Mб44552.pdf
#
08.01.20211.14 Mб54553.pdf
#
08.01.20211.14 Mб74554.pdf
#
08.01.20211.14 Mб14555.pdf
#
08.01.20211.14 Mб14556.pdf
#
08.01.20211.15 Mб24557.pdf
#
08.01.20211.15 Mб14558.pdf
#
08.01.20211.15 Mб14559.pdf
#
08.01.2021199.92 Кб2456.pdf