Оформление рабочих чертежей деталей. 9 страница
Для уменьшения геометрических размеров передачи в качестве диаметра малого шкива предварительно выбираем из таблицы 3.26 его минимальное значение, мм, а затем в соответствии с нормальным рядом округляем это значение до мм.
Таблица 3.27 - Рекомендуемые значения
коэффициента динамичности нагрузки
Характер нагрузки | |
Спокойная. Пусковая до 120% нормальной | 1 |
Умеренные колебания. Пусковая до 150% нормальной | 1,1÷1,2 |
Значительные колебания. Пусковая до 200% нормальной | 1,25÷1,4 |
Ударная. Пусковая до 300% нормальной | 1,5÷1,6 |
Рекомендованное значение коэффициента скольжения равно . Тогда диаметр ведущего шкива
, мм (3.101)
мм
Полученное значение округляем до ближайшего из нормального ряда , мм.
Определяем уточненное значение передаточного числа
(3.102)
Расчетная длина ремня по заданному межосевому расстоянию
, мм (3.103)
Окончательное значение длины ремня получаем, обратившись к нормальному ряду : мм. Далее уточняем величину межосевого расстояния
, мм (3.104)
Для того чтобы принять окончательное решение по выбору величины межосевого расстояния, необходимо проверить выполнение следующего условия:
|
|
,
где граничные и согласно существующим рекомендациям равны
, мм (3.105)
мм;
, мм (3.106)
мм
Поскольку полученная величина межосевого расстояния удовлетворяет предельным условиям, окончательно имеем
мм.
Считая межосевое расстояние известным, рассчитываем номинальный угол обхвата малого шкива
, (3.107)
3.5.2 Расчет нагрузочной способности ременной передачи
Скорость перемещения ремня (3.23)
м/с.
Определяем поправочный коэффициент , который учитывает разные по величине напряжения изгиба на большом и малом шкивах
(3.108)
.
Приведенный диаметр шкива
, мм (3.109)
мм.
Число пробегов ремня в секунду:
(3.110)
Полезное натяжение эталонного ремня
, МПа (3.111)
|
|
МПа.
Поправочный коэффициент на угол обхвата ремня на малом шкиве
(3.112)
Поправочный коэффициент учета фактической длины ремня по отношению к эталонной
(3.113)
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем для заданных условий эксплуатации в предположении равномерной нагруженности ремней
, кВт (3.114)
кВт.
Необходимое количество ремней передачи
(3.115)
Поскольку количество ремней может быть только целым числом, полагаем .
На практике ремни испытывают неодинаковую нагрузку. Это учитывается коэффициентом неравномерности нагрузки по потокам
(3.116)
.
Мощность, передаваемая одним ремнем с учетом неравномерности нагрузки по ремням
, кВт (3.117)
кВт
Уточняем количество ремней
|
|
(3.118)
.
Окончательно принимаем .
3.5.3 Расчет силовых параметров передачи
Полезное окружное усилие, передаваемое ременной передачей
, Н (3.119)
Н.
Вспомогательный коэффициент .
Натяжение ведущей ветви ремня
, Н (3.120)
Н.
Натяжение ведомой ветви ремня
, Н (3.121)
Н.
Напряжение ремня, возникающее при действии центробежной нагрузки
, МПа (3.122)
МПа.
Дополнительное натяжение от центробежной нагрузки:
, Н (3.123)
Н.
Вычисления показывают, что центробежной нагрузкой, вследствие ее малости относительно сил натяжения, можно пренебречь.
Сила предварительного натяжения
, Н (3.124)
|
|
Н.
Напряжение в ремне от предварительного натяжения
, МПа (3.125)
МПа.
Сила, действующая на вал со стороны шкива
, Н (3.126)
Н.
4 Расчет валов редуктора
4.1 Нагрузки, приложенные к валам
Детали, размещенные на валах, как правило, находятся под воздействием сосредоточенных или распределенных сил, а также изгибающих и крутящих моментов, которые деформируют вал и вызывают внутри него появление напряжений. Так как при статических расчетах приходится оперировать моделями, то размещенные на валу детали заменяются системой реактивных сил и моментов.
Опорами валов служат подшипники. Нагрузки в виде системы сосредоточенных и распределенных сил, а также изгибающих и крутящих моментов, должны быть приложены к геометрической оси вала. С этой целью силовые факторы переносятся из точек их фактического приложения в точки, лежащие на оси вала, известными методами механики. Реакция подшипника на вал представляется в виде сосредоточенной силы, точка приложения которой лежит в месте пересечения нормали в контакте тела качения с дорожкой в оси вала. Если реакция, действующая на вал со стороны подшипника, распределена вдоль шейки вала по некоторому закону, то точка приложения реакции является точкой приложения результирующей.
Обычно внешние нагрузки, приложенные к валу, не лежат в одной плоскости, вот почему их следует представлять в виде проекций на два взаимно перпендикулярных направления. Выполнив необходимые расчеты для каждой из двух взаимно перпендикулярных плоскостей, окончательный результат можно получить геометрическим сложением составляющих.
Внешние нагрузки вызывают в сечении вала нормальные и касательные напряжения. Нормальные напряжения возникают вследствие изгибающего момента, а касательные – как из-за наличия момента кручения, так и из-за поперечных сил. Последним видом напряжений, в силу их малости, обычно пренебрегают.
4.2 Предварительный расчет валов
Для валов (рис. 4.1) используем сталь 40Х (ГОСТ 4543-80) с термическим улучшением: закалка с высоким отпуском. Данный материал в сочетании с термическим улучшением обеспечивает следующие свойства: МПа; МПа; МПа; МПа.
Рисунок 4.1 – Кинематическая схема привода
Предварительный расчет диаметров выходных концов валов осуществляем из расчета на кручение по формулам:
мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 30мм;
мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 30мм:
мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 45мм;
мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 55мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4.3 Проверочный расчет валов
Первый вал.
- крутящий момент на валу Н·м;
- делительный диаметр шестерни мм;
-окружная сила H;
- радиальная сила H;
- осевая сила H.
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Определяем опорные реакции.
Силовые реакции опор определяем из условия уравновешенности моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости относительно каждой из опор.
Н
Н
- проверяем правильность определенных реакций
.
- строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала:
Н·м;
Н·м.
В вертикальной плоскости:
Н
Н
Проверяем правильность определенных реакций:
- строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала:
Н·м;
Н·м.
Строим эпюру крутящих моментов (рис. 4.2). Крутящий момент, передаваемый вдоль вала от середины ступицы муфты до середины первой шестерни равен Н·м.
Рисунок 4.2 - Расчетная схема 1-го вала
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями.
В соответствии с формой вала и эпюрами и предположительно опасными сечениями вала, подлежащими проверке на усталостную прочность, являются сечения А-А, Б-Б, В-В, Г-Г, в которых имеются концентраторы напряжений и возникают наибольшие моменты.
Определяем запас усталостной прочности в сильно нагруженном сечении А – А, в котором концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определятся по формуле:
Дата добавления: 2019-02-12; просмотров: 141; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!