7. Схема сил, действующих в передачах привода и определение реакций в опорах.
Составление схемы сил необходимо для расчета реакций в опорах валов, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов, расчета валов на выносливость и расчета подшипников качения.
рис 3.4
Силы:
Окружная = 1922.3 Н Радикальная = 732.4 Н
Осевая = 594.2 Н
d– внутренний диаметр подшипника.
D– диаметр внешнего кольца.
В – ширина подшипника.
Н
l1 =60мм.l2= 60мм.l3 = 70мм.
Для того, чтобы найти реакции в опорах составим уравнения моментов:
В вертикальной плоскости YOZ:
тогда:
тогда:
Проверка:
68-1922+3385-1531 = 0
В горизонтальной плоскости XOZ:
тогда:
тогда:
Проверка:
27.4+732.4+(-759.8) = 0
8. Проверка подшипников на долговечность.
Схема для определения полных осевых сил
зуб. пер
Рис.
Проверка:
Условие не выполнено.
Тогда принимаем
Условие выполнено.
Определение долговечности подшипника:
n– частота вращения выходного вала.
С – динамическая грузоподъемность.
Р – эквивалентная нагрузка на подшипник.
m= 3
; Х = 0;Y= 1
-коэффициент безопасности = (1,2…1,3) принимаем 1,2.
- температурный коэффициент = 1
V– коэффициент вращения внутреннего кольца = 1
часов.
1384080020000 часов.
Условие по долговечности выполнено.
9. Проверочный расчет валов.
Эпюры в горизонтальной плоскости: Эпюры в вертикальной плоскости
Н*M
Производим расчет ведомого вала только в одном сечении – под зубчатым колесом.
Материал вала – сталь 45 нормализованная, предел прочности
,[1,c.34,табл.3.3]
Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, поэтому коэффициенты и,[1,c.165,табл.8.5].
Масштабные факторы и,[1,c.166,табл.8.8].
Коэффициенты и[1,c.163,166].
Определяем момент сопротивления кручению:
где b– ширина шпонки,b=14мм;
h=9мм – высота,
Определяем момент сопротивления изгибу:
Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжения:
Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение .
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Определяем результирующий коэффициент запаса прочности:
S=6,49. Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5, [1,с.162].
Условие выполнено.
10. Шпоночные соединения.
Под действием вращающего момента в теле шпонки возникают напряжения среза и напряжения смятия на боковых гранях шпонки. Принятая схема распределения нагрузки является условной. В связи с неизбежным перекосом шпонок, давление распределяется по высоте рабочей части грани резко неравномерно, в результате чего изгибающий момент, стремящийся вывернуть шпонку из паза вала, невелик. Кроме того, на рабочих гранях шпонки возникают силы трения, препятствующие выворачиванию шпонки из паза вала. Поэтому в шпонках стандартного сечения напряжения изгиба малы; не является обязательной и проверка прочности шпонки на срез. Последняя учтена при стандартизации размера шпонок.
Основным расчетом для шпоночного соединения является расчет по напряжениям смятия (упругопластичное сжатие) в зоне контакта:
где Fсм - результирующая сила, действующая на боковую грань шпонки:
Aсм - площадь смятия боковой грани; Тр - расчетный крутящий момент; 0,5*d- расчетное значение плеча результирующей силы, действующей на шпонку. Ввиду условности расчета допустимо определять площади смятия:
- длина рабочей поверхности шпонки.
В этом случае для неподвижных шпоночных соединений рекомендуют назначать допускаемые напряжения на смятие из [2].
Для подвижных соединений допускаемые напряжения будут иными.
Значение принимается для наименее прочного материала деталей соединения: шпонки, вала, ступицы. Шпонки обычно изготавливаются из чистотянутой стали 45С
Шпонка под колесом.
d=50(мм). b=14(мм). h=9(мм).
Шпонка на быстроходном валу:
На входном конце вала
Шпонка на тихоходном валу:
На выходном конце
Шпонка под колесом:
d=50(мм).
b=14(мм).
h=9(мм).