l
|
110
|
85
|
55
|
j
|
0,4
|
0,6
|
0,8
|
2) Определяем величину минимального радиуса инерции:
l=0,9
м rmin=0,9/80=0,01125 м = 1,125 см
) Определяем № стандартного однобокого уголка и соответствующую площадь
сечения
F1=4,38 см2 уголок №5,6 [5]
) Проверить уголок на устойчивость:
[R]=2900 даН/см2 - расчётное
сопротивление стали
перегрузка более 5%
Так как перегрузка более 5%, выберем следующее по величине rmin2=1.58см, тогда номер уголка 8, сечение F2=10.8 см2
) Определить гибкость l2
Проверяем действующее значение напряжения
перегрузка превышает 5%
Выберем уголок сномером 10, у которого F=15.6 см2, rmin=1.98 см, тогда
Проверяем действующее значение напряжения:
недогрузка на 8,46% < 10%
Сечение уточняется при недогрузке более чем на 10% и при перегрузке более
чем на 5%. Принимаем уголок №10, F=15,6
см2, rmin=1,98
см.
1.6.2 Расчёт на сжатие с учётом ослабления сечения:
,8-коэффициент
ослабления (дырки под болты).
Выбираем
стандартный уголок номер 10, у которого F=15.6 см2
Недогрузка
1,6%
1.6.3
Расчёт на растяжение с учётом ослабления сечения
Выбираем
стандартный уголок номер №8, у которого F=8.63 см2
Недогрузка
6%
Вывод:
окончательно принимаем уголок №10,
площадь сечения F=15.6см2, с толщиной стенки d=8мм
.6.4
Подбор сечения стержня внутренней решетки опорной секции
Стержни
внутренней решётки не воспринимают усилий от нагрузки.
l3=1,12 м
)
Принимаем для внутреннего нерабочего стержня l3 предельную гибкость lпр=200
)
Определяем минимальный радиус инерции:
l3 - наиболее длинный стержень решетки
l3=C/2+l, где
l=[(h-h1)/h]*[(C-C1)/2] (по подобию треугольника)
h1=tgb*C1/2=tg64.64*5.42/2=5.71
м, тогда
l3=3.387/2+[(9.3-5.71)/9.3]*[(5.42-3.38)/2]=2.08
м
С учетом rmin=1.04
выбираем уголок №5
.7 Расчёт и конструирование узлов опорной секции
.7.1 Характеристика узлов опорной секции
-центральный узел выполняется
в болтовом варианте;
болтовом варианте;
-нижние опорные узлы
выполняются сварными.
.7.2 Расчёт центрального узла опорной секции
1) В центральном узле появляются
внутренние уравновешивающиеся силы.
R2= N2 2+N32-2
N2N3cos2b =±Ö(N22+N32-2N2N3cos2b)=±Ö[(481,97)2+(1064,96)2-2×481,97×1064,96×cos129,28]= ±1419,98даН
2)Расчет болтового соединения на срез
Количество болтов из условия на срез
[t]
=500 даН/см2 - касательное напряжение на срез.
dб=10 мм =1 см
) Определение количества болтов из условия на смятие.
dmin=0,8…1 см - линейная толщина наименьшей накладки.
С учётом расчёта на срез и смятие принять количество болтов для
центрального узла опорной секции- 4штуки с диаметром равным 10 мм.
) Расчёт сварного соединения для нижнего опорного узла.
an=0,3
коэффициенты,учитывающие распределение усилий на сварные швы
a°=0,7
b= коэффициент ,учитывающий вид сварки
а) ручная b=0,7
б)машинная b=1
[t]СВ=15даН/мм2
hш=d=8мм=0,8см (уголок №10)
2. Проектирование механического привода
2.1 Назначение и сравнительная характеристика привода
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода
может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или
ременные.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно
повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизм для
повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют
ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в
котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В
отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания
зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен
шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с
охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо заданной
нагрузке (момент на выходном валу) и передаточному числу без указания
конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных
заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи
(зубчатые, червячные или зубчаточервячные); числу ступеней (одноступенчатые,
двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические,
коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в
пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы
(развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах
обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
Одноступенчатые цилиндрические редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми
или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже -
сварными стальными. Максимальное передаточное число одноступенчатого
цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185-66 Umax=12,5. Высота одноступенчатого
редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем
двухступенчатого с тем же значением U. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к
максимальному, применяют редко, ограничиваясь U£6.
Одноступенчатые конические редукторы применяют для передачи движения
между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90°. Передачи с углами, отличными от 90°, встречаются редко. Передаточное
число U одноступенчатых конических
редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех; в редких случаях U=4. При косых или криволинейных
зубьях U=5 (в виде исключения U=6,3).
У редукторов с коническими прямозубыми колесами допускаемая окружная
скорость (по делительной окружности среднего диаметра) V£5м/с. При более высоких скоростях
рекомендуют применять конические колеса с круговыми зубьями, обеспечивающими
более плавное зацепление и большую несущую способность.
Двухступенчатые цилиндрические редукторы
Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы. Эти
редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на
валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах
следует применять жесткие валы.
В отношении типа зубьев и подшипников в двухступенчатых редукторах
справедливо сказанное относительно одноступенчатых цилиндрических редукторов;
часто быстроходную ступень выполняют косозубой, а тихоходную - прямозубой.
Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью может иметь либо шевронные
колеса, либо прямозубые. При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени
колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей
концентрации нагрузки по длине зубьев, чем при применении обычной развернутой
или соосной схемы. Это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее жесткие
валы.
Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяют в широком
диапазоне передаточных чисел: по ГОСТ 2185-66 U=6,3¸63.
От целесообразной разбивки общего передаточного числа двухступенчатого
редуктора по его отдельным ступеням в значительной степени зависят габариты
редуктора, удобство смазывания каждой ступени, рациональность конструкции
корпуса и удобство компоновки всех элементов передачи.
Коническо-цилиндрические редукторы
В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах коническая пара
может иметь прямые, косые или криволинейные зубья. Цилиндрическая пара также
может быть либо прямозубой, либо косозубой. Наиболее употребительный диапазон
передаточных чисел для таких редукторов U=8¸15. Наибольшие значения при прямозубых конических колесах с круговыми
зубьями Umax=34.
Червячные редукторы
Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси
которых перекрещиваются.
По относительному положению червяка и червячного колеса различают три
основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением
червяка. При нижнем расположении червяка условия смазывания зацепления лучше,
при верхнем хуже, но меньше вероятность попадания в зацепление металлических
частиц - продуктов износа.
Выбор схемы редуктора обусловлен удобством компановки привода в целом :
при окружных скоростях червяка до 4-6 м/с предпочтительно нижнее расположение
червяка. Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8¸80.Т.к. КПД червячных редукторов невысок ,то для передачи
больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их
нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи
мощности до 45 кВТ и в виде исключения до 150кВТ.
2.2 Кинематический и силовой расчет привода
.2.1 Определить момент сопротивления барабана
TЗ=РБ×(DБ/2)
Рб=85кН -усилие на барабане;
Dб=0,3м-диаметр барабана;
.2.2 Опредилить угловую скорость на барабане (выходном валу)
nвых= nб=8 об/мин (число оборотов барабана)
.2.3 Определить мощность привода
N3=T3×w3=12750Н×м×0,838с-1=10685Вт»10,685кВт
2.2.4 Определить КПД привода
hР-КПД
редуктора,
h0П-КПД
открытой передачи,
hn-КПД
пары подшипников,
h3-КПД
закрытой передачи.
h=hР ×h0П×hn
hР=h3×hn2 .
Выбираем средние значения КПД механических передач:
h0П=0,95;
hn=0,99;
hР =0,97;
hР=0,97×(0,99)2=0,95
h=0,95×0,95×0,99=0,89 [6]
.2.5 Определить передаточное отношение привода
U=nвх/nвых
nвх, nвых- частота вращения входного и выходного валов соответственно
nвх=96 об/мин,
nвых=8 об/мин
U
=96/8=12
.2.6 Передаточное отношение открытой передачи:
Выбираем U0П=3,81 (ГОСТ 2185-66) [6] стр.7
.2.7 Определение передаточного отношения редуктора
Uр= U/ U0П=12/3,81=3,15;
Полученное значение входит в стандартный ряд по ГОСТ 2185-66.
2.2.8 Определить момент сопротивления на промежуточном валу
T2=T3/U0П×h0П=12750 Н×м/(3,81×0,95)=3522,6Н×м
.2.9 Определить угловую скорость на входе
w1=p×nвх/30=3,14×96об/мин/30=10,05с-1
2.3 Геометрический прочностной расчёт цилиндрических закрытых
передач (редукторов)
2.3.1 Выбор материала
Выбираем материал: сталь 45
[s]н
=550 МПа -допускаемое напряжение на контактную прочность.
.3.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
1)Примем, z1=18 - количество зубьев на шестерне,
тогда
z2= z1× Uр=18×3,15=56,7»57 - число зубьев на колесе.
)Межосевое расстояние :
Для косозубых передач
КНα=1,1(примем)- коэффициент,
учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями.
КНb=1,11 - учитывает неравномерность распределения нагрузки по
ширине венца.
КНu=1,02 - учитывает влияние динамической нагрузки, возникающей в
зацеплении.
yва=0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
для косозубых колёс [6]табл. 3.1,3.6
Ближайшее
стандартное значение аw=250мм
)Определение
нормального модуля зацепления:
β=260 - угол
наклона линии зуба (примем), тогда
Входит
в ряд стандартных значений [6].
)Определим
основные размеры для шестерни и колеса:
А)диаметры
делительные:
-
на шестерне
на
колесе
Проверка:
Б)диаметры
вершин зубьев:
на
шестерне
da1=d1+2mn=120мм+2×5мм=130мм
на
колесе
da2=d2+2mn =380мм+2×5мм=390мм
В)
диаметры впадин
на
шестерне
df1=d1-2,5mn=120мм-2,5×5мм=107,5мм
на
колесе
df2=d2+2,5mn=380мм-2,5×5мм=367,5мм
Г)ширина
венца колеса
b2=yba×aw=0,4×250=100мм;
Д)ширина
венца шестерни
b1= b2+5мм=105мм
Е)длина
зуба
bз2= b2/cos β=100мм/cos 260=111,26мм
bз1= b1/cos β=105мм/cos 260=116,82мм
Окружная
скорость колёс:
При
такой скорости для косозубых колёс следует принять восьмую степень точности
([6] табл.3.4)
Уточняем
коэффициенты :КH= КHb× КHa× ×КHV
КHa=1,06;
КHb=1,15;
КHV=1,0;
при условии, что ybd=b1/d1=105мм/120мм=0,875
и симметричном рясположении колёс
КH=1,06×1,15×1,0=1,219
.3.3
Проверка зубчатой передачи на контактную прочность
,24Н/мм2<550 Н/мм2=[s]H
2.3.4Определение
усилий зацепления
-
окружные:
радиальные:
α=200 - угол
защепления зубьев, тогда
-
осевые:
2.4 Расчёт открытой конической передачи
.4.1 Выбор материала
Принимаем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали .
Сталь 45 с твёрдостью НВ 190 Н/мм2
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению
изгиба
Коэффициент запаса прочности [n]f определяют как произведение двух
коэффицитов [n]f=[n]f¢×[n]f¢¢ [6]
[n]f¢ - учитывает нестабильность свойств
материала зубчатых колёс ([6],табл. 3.9)
[n]f¢=1,75-учитывает нестабильность
свойств материала зубчатых колес;
[n]f¢¢ - учитывает способ получения
заготовки зубчатого колеса
[n]f¢¢ =1,0- для поковок и штамповок, тогда
[n]f=1,75
sf°limb=1,8×HB=1,8×190 Н/мм2=342 Н/мм2
2.4.2 Геометрические параметры конической передачи
) Примем количество зубьев на
шестерне
Z1=20, тогда
Z2= Z1 ×UОП=20×3,81=76,2»77 - количество
зубьев на колесе.
) Угол делительного конуса колеса:
d2=arctg(U0П)=75,3°;
угол делительного конуса шестерни:
d1=90-d2=14,7°
3)Расчёт среднего окружного модуля:
ybm - коэффициент ширины венца по отношению к среднему
модулю.
KF - коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб
KF=KFb×KFV;
KFb=1,34 - учитывает неравномерность
распределения нагрузки по длине зуба;
KFV=1,45 - коэффициент динамичности; [6] стр.35
KF=1,943 .
YF - коэффициент формы зубьев, выбираемый в зависимости от эквивалентного
числа зубьв Zv:
Расчёт ведём по тому колесу, у которого отношение [sF]/ YF меньше,
т.к. материал одинаковый, то выбираем шестерню.
qF=0,85 - опытный коэффициент нагрузочной способности.
Т= Т2=3522,6×103 Н×мм-вращающий момент на промежуточном
валу.
)Расчёт внешнего окружного модуля:
b -
ширина зубчатого венца:
)Определение среднего делительного диаметра:
шестерни: d1=m×Z1=10,84×20=216,8 мм
колеса: d2=m×Z2=10,84×77=834,68 мм
)Определение внешнего делительного диаметра:
шестерни: dе1= mе×Z1=12,65×20=253 мм
колеса: dе2= mе×Z2=12,65×77=974,05 мм
)Внешнее конусное расстояние:
)Среднее конусное расстояние:
R=Rе - 0,5×b=503,5мм - 0,5×142,44мм=432,3 мм
)Внешняя высота головки зуба:
hae = mе =12,65 мм
)Внешний диаметр вершин зубьев:
шестерни: dае1= dе1+2× hae×cos(s1)=253+2×12,65×cos14.7°=277,2 мм
колеса: dае2= dе2+2× hae× cos(s2)=974,05+2×12,65×соs75,3°=980,4мм
2.4.3 Определение усилий, действующих в зацеплении
окружное:
радиальные и осевые усилия:
Pr2
= Pa1=P×tg(α) ×cos(s1)=32500Н×tg20°×cos14.7°=11441,8Н
Pa2= Pr1= P×tg(α)
×cos(s2)=32500Н×tg20°×cos75,3°=3001,7Н
2.4.4 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба
2.5 Конструирование деталей и эскизная компоновка редуктора
2.5.1 Ориентировочный расчёт валов из условия на кручение:
Определить диаметры выходного конца ведущего и ведомого валов:
Материал - сталь 45, тогда [t]k
- допускаемое касательное напряжение
при кручении,причем:
[t]kР ведущего вала=25Н/мм2 ; [6]
[t]k ведомого вала=20 Н/мм2.
T -
крутящий момент, действующий на валу, тогда:
Принимаем стандартные значения:
dВ1=60мм; dВ2=95мм.
2.5.2 Определение основных конструктивных размеров валов
1) диаметры под подшипник:
А) ведущий вал: dn1
= dВ1+(2…5)мм=60мм+5мм=65мм,
Б) ведомый вал: dn2
= dВ2+(2…5)мм=95мм+5мм=100мм
Принять за основу ступенчатую конструкцию вала.
Шарикоподшипники радиально-упорные (ГОСТ 831-75)
А)№46313 d=65мм - диаметр
внутреннего кольца;
D=140мм
- диаметр внешнего кольца подшипника;
В=33мм - ширина подшипника;
С=113кН - динамическая грузоподъемность;
С0=75 кН - статическая грузоподъемность;(средняя узкая серия)
Б) №46320, где d=100мм,
D=215мм, В=47мм,
С=213кН, С0=177кН.(тяжелая серия)
Шестерню выполняем за одно целое с валом, где
dш
=d1 =120мм
da1=130мм
bш= b1=105мм,
(2…2,5) dв1=2,4×60=144мм
Ведомый вал:
b2=100мм-ширина колеса
dk2=dn2+(2…5)мм=100мм+5мм=105мм - размер под колесо;
dS=dk2+(2…5)мм=110мм - размер под бортик.
продольные размеры:
LK=(1,2…1,5)×dk2=1,4×105=147мм - длина ступицы колеса;
S=5мм
- длина под бортик;
(2…2,5) dв2=2,4×95=228мм.
Входной вал:
Выходной вал:
2.5.3 Конструирование колеса:
Dст=1,6×dk=168 мм - диаметр ступицы;
d =(2,5…4)×mn=4×5=20 мм-толщина обода;
b2=100мм - ширина венца колеса;
df2=367,5мм;
d2=380мм;
dа2=390мм;
Lк=147мм;
С=0,3×b2=30мм - толщина диска.
2.5.4 Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
- Толщина стенки корпуса редуктора:
d=0,025aw+1мм=0,025×250мм+1мм=7,25 мм
Толщина стенки крышки редуктора:
d1=0,02aw+1мм=0,02×250мм+1мм=6 мм.
Первый этап компоновки редуктора: служит для приближённого определения
положения зубчатых колёс относительно опор для
последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом колеса и внутренней стенкой корпуса А=1,2d=1,2×7,25мм=8,7мм
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев шестерни до внутренней
стенки корпуса А=8,7мм
Причем:
у=8…10мм=8мм;
а1= а2=А+ b2/2+y+ bn1/2=8,7+100/2+8+33/2=83,2мм.1=
b2=А+ b2/2+y+ bn2/2=8,7+100/2+8+47/2=90,2мм.3
= (2…2,5) dв2+ bn2/2=237,5+47/2=261мм.
2.6 Расчет долговечности подшипников
Расчет вала на усталостную прочность.
.6.1 Ведущий вал
2.6.1.1 Определение сил и моментов
Р=18540Н (окружная сила )
Рa=5316Н (радиальная сила)
Рr=7020Н (осевая сила)
М=Ра×(d1/2)=5316Н×(120мм/2)= 319000Н×мм
.6.1.2 Определение реакций в опорах
Вертикальная плоскость:
åМ(А)=0
Pr×а1+M-VB2а1=0
VB= (Pr×а1+M)/2а1=(7020Н×83,2мм+319000 Н×мм )/2×83,2мм=5427H
åM(B)=0
VA2а1 -Pr×а1+M=0
VA= (Pr×а1-M)/2а1=(7020Н×83,2-319000Н×мм)/2×83,2мм=1593H
Проверка: VA-Pr+VB=0
Горизонтальная плоскость:
åМ(А)=0
P×а1+НВ ×2×а1=0
НВ= HA=P×а1/ 2×а1=Р/2=18540Н/2=9270Н.
åM(B)=0
HA ×2 ×a1+P ×a1=0
HA=P/2=9270H
2.6.1.3 Определение эквивалентной нагрузки
РЭ=(х×КV×Fr+y×Fa)×KБ×КТ [4]
х,у-коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
КV=1-коэффициент, учитывающий вращение
колец подшипника
KБ=1,2 -коэффициент безопасности
КТ=1 ,если t<100°C
-температурный коэффициент
Fr=Rmax=RB;
Fа= Ра=5316Н - осевая
нагрузка;
отношение Fa/C0=5316/75000=0,071, этой велечине соответствует l»0,68 [6]
Отношение Pa/RB=5316/10740=0,495<l ,следовательно х=1,у=0.
РЭ=(1×10740Н+0) ×1,2×1=12888Н
.6.1.4 Определение расчетной долговечности
- в миллионах оборотов:
- в часах:
Оставляем данную серию подшипников.
.6.2 Ведомый вал
2.6.2.1.Определение сил и моментов
Р=18540Н, Р1=32500Н - окружная сила;
Рa=5316Н, Рa1=11441.8Н - осевая сила;
Рr=7020Н, Рr1=3001.7Н - радиальная сила;
Ма=Ра×(d2/2)=5316Н×(380мм/2)=1010000Н×мм; Ма1=Ра1×(d1оп/2)=11441.8Н×(216,8мм/2)=1240000 Н×мм.
b1=b2=90.2мм; b3=261мм
2.6.2.2 Определение реакций в опорах.
Вертикальная плоскость:
åМ(А)=0
Pr×b1+Ma-VB×2×b1+Pr1(2×b1+b3)-Ma1=0
VB= (Pr×b1+Ma+Pr1(2×b1+b3)-Ma1)/2×b1B=(7020Н×90,2мм+1010000Н×мм+3001.7Н(2×90,2мм+261мм)-1240000Н×мм)/ 2×90,2мм=9580H
åM(B)=0A×2×b1-Pr×b2+Ma
-Ma1+Pr1b3=0A= (Pr×b2-Ma
+Ma1-Pr1b3)/2×b1A=(7020Н×90,2мм-1010000Н×мм+1240000Н×мм-3001.7Н×261мм)/ 2×90,2мм =442H
Проверка: VA-Pr+VB-Pr1=0
Горизонтальная плоскость:
åМ(А)=0
P×b1-НВ 2×b1 +P1(2×b1+b3)=0
НВ=( P1(2×b1+b3)- P×b1)/ 2×b1=(32500Н×(2×90,2мм+261мм)-18540Н×90,2мм)/
2×90,2мм=70251H
åM(B)=0
HA×2b1-P×b2-P1×b3=0A=( P×b2+P1×b3)/2b1=(18540Н×90,2мм+32500Н×261мм)/2×90,2мм= 56291Н
Проверка: НА+Р1-НВ-Р=0
2.6.2.3 Построение эпюр
Вертикальная плоскость.
)-VA×x=M(x) 0£x£b1
M(0)=0 (b1)=-442H×0.0902м=-39.86Н×м
) b1£x£b2+b1
M(x)=-VA×x-Ma+Pr(x-b1)(b1)= -VA× b1-Ma=-39.86Н×м-1010H×м= -1049.86Н×м
M(2b1)=-VA×2b1-Ma +Pr×b1=-39.86Н×2×0,0902м-1010Н×м+7020Н×0,0902м=
=-383.98Н×м
) b1+b2£x£b2+b1+b3
M(x)= -VA×x-Ma+Pr(x-b1)
-VB(x-2b1)(2b1)= -383.98H×м(2b1 +b3)= -VA×(2b1+b3)-
Ma +Pr×(b2+b3) -VB×b3= -1240H×м
Горизонтальная плоскость
)М(х)=НА×х 0£x£b1
M(0)=0
M(b1)=НА×b1=56291H×0,0902м=5077Н×м
) b1£x£b2+b1 M(x)=НA×x-Pr(x-b1)
М(b1)= 5077Н×м
М(b1+b2)=HA×2b1-P×b1=56291Н×2×0.0902м-18540Н×0,0902м=8483Н×м
) b1+b2£x£b2+b1+b3 M(x)=НA×x-Pr(x-b1)-НB(x-2b1)
М(b1+b2)=8483Н×м
М(b1+b2
+b3)=HA×(2b1+b3)-Pr×(b2+b3)-HB×b3=56291Н×(2×0,0902м+0,261м)-
Н×(0,0902м+0,261м) -70251Н×0,261м= 0,088»0 Н×м
Построение эпюр:
2.6.2.4 Определение эквивалентной нагрузки
РЭ=(х×КV×F2+y×Fa)×KБ×КТ
F2=Rmax=RB
Fa= Рa =2650Н
КV=1-коэффициент учитывающий вращение
колец подшипника
KБ=1,2 -коэффициент безопасности
КТ=1 ,если t<100°C
-температурный коэффициент
Fa/C0=5316Н/177000Н=0,03, этой величине соответствует l»0,68
( [6],стр.119 )
Отношение Pa/RB=5316Н/70901Н=0,075<l ,следовательно
х=1,у=0
РЭ=1×1×70901Н×1,2×1=85081Н
.6.2.5 Определение расчетной долговечности
- в млн. об.
в часах:
Оставляем данную серию подшипников.
2.7 Уточнённый расчет валов
.7.1 Выбрать материал вала
Примем для вала углеродистую сталь 30ХГС.
Предел временного сопротивления sв=1020МПа.
.7.2 Определить изгибающие моменты
вертикальная плоскость: Миз А-А=-1050Н×м; Миз В-В=-457Н×м
горизонтальная плоскость: Миз А-А=5077Н×м; Миз В-В=8483Н×м
Наиболее опасное сечение : В-В
.7.3 Полярный момент сопротивления
Wρ=0,2dn23 =0,2×(100мм)3=200×103×мм3
.7.7Определение амплитуды касательных напряжений:
tа=T2/Wρ=(3522,6×103Н×мм)/200×103мм3=17,613Н/мм2.
Т2=3522,6Н×м - момент сопротивления на промежуточном валу.
2.7.8Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным
и касательным напряжениям:
s-1 ,τ-1 - пределы выносливости при
симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений.
s-1=0,43sв=0,43×1020=438,6МПа;
τ-1=0,58s-1=0,58×438,6=254,4МПа;
εs ,ετ - масштабные коэффициенты;
Считая,что диаметр вала в сечении В-В равен 100мм,тогда:
εs=0,70;
ετ=0,59; [6]
β - коэффициент, учитывающий влияние
шероховатости поверхности;
β=0,97, если шероховатость Ra=0,32мкм;
кs, кτ - эффективные коэффициенты
концентрации напряжений.
Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 100мм к
диаметру 95мм,и считая что,
dn2/dв2=100мм/95мм=1,05 и r/dв2=2,5мм/95мм=0,026 примем:
кs=2,35-0,54×0,016/0,02=1,9
кt=1,45-0,16×0,016/0,02=1,32 /используя интерполяцию/ [6]
2.7.9 Результирующий коэффициент запаса прочности:
Этот коэффициент возможен только при расчете вала на жесткость.
.7.10 Расчет вала на жесткость:
[φ0]=[5-22]×10-3рад/м - допускаемый угол закручивания;
МКР - крутящий момент, действующий в расчетном сечении:
МКР= М=8495,3×103Н×мм;
G -
модуль сдвига /для стали G=8×104Н/мм2/;
Iρ - полярный момент инерции расчетного
сечения:
Проверка на жесткость выполнена.
2.8 Выбор и анализ посадок
.8.1 Выбор посадок для основных сопрягаемых деталей
1) Æ65К6, Æ100К6-соединение внутренних колец
подшипников качения на
валы, /отклонение вала/.
2) Æ140Н7, Æ215Н7- соединение наружных колец
подшипников качения в корпусе,/отклонение отверстия/.
3) Æ105Н7/6 - зубчатое колесо на вал, в
случае частого демонтажа /переходная посадка/.
2.8.2 Анализ посадок
1)Определение предельного отклонения основного отверстия Æ105Н7/n6:
Для основного отверстия Н7:
верхнее отклонение Æ105 ЕS=+35мкм
нижнее отклонение Æ105 ЕI=0мкм
Для вала таблица 10.12.[6] n6
верхнее отклонение es=+45
нижнее отклонение ei=+23
Предельные размеры, мм:
Отверстие Н7 Dmax=105,035
Dmin=105,000
Вал n6 dmax=105.045мм, dmin=105.023мм
.Определение минимального значения натяга
Nmin=ES-ei=0,035-0,023=0,012мм
.Определение максимального значения натяга
Nmax=es-EI=45-0=0.045мм
.Определить допуск на отверстие и на вал:
ТД=ES=EI=0,035мм
Тd=es-ei=0,022мм
4. Построим схему допусков:
Cписок использованной литературы
провод воздушная линия коническая передача
1. Справочник по проектированию линий
электропередачи /М.Б. Вязьменский, В.Х. Ишкин, К.П. Крюков и др. Под ред.М.А.
Реута и С.С. Рокотяна.-2-е изд.,перераб. и доп.-М.:Энергия,1980.-296 с.,ил.
2. Кастанович М.М. Монтаж воздушных
линий электропередачи до 110кВ. М.,”Энергия”,1976. 272 с. ил. (Справочник
электромонтажника).
3. Выбор исходного режима и построение
монтажных графиков при расчете ЛЭП с применением ЭВМ. Методические указания к
выполнению курсового проекта по курсу “Прикладная механика “ для студентовЭЭФ II курса всех форм обучения. НЭТИ
Новосибирск 1987.
4. Конспект лекций и практика . Козлов
А.Г.
5. Сопротивление материалов, Н.М.
Беляев, Главная редакция физико-математической литературы изд-ва “Наука
“,1976г., стр.608 с ил.
6. Курсовое проектирование деталей
машин:
Учебное
пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А.
Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.-2-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение,1988.-416
с.: ил.