Курсовая работа: Машинный агрегат
=-904Н,
Проверка: .
Эпюры и схема нагружения подшипников нейтрального вала.
; ;
.
45.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
Строим эпюру крутящих моментов ; :
468 ,
487.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
8681 Н,
6041 Н.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
590.
431 .
7.3 Определим реакцию опор в подшипниках тихоходного вала.
Fr1 |
4727 | Н |
Ft1 |
12986 | Н |
d1 |
288 | мм |
Fм |
1709 | Н |
a |
124,5 | мм |
b |
109,5 | мм |
e |
178,5 | мм |
L |
234 | мм |
Вертикальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н:
3064 Н.
8213 Н.
Проверка: .
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:
Эпюры и схема нагружения подшипников тихоходного вала.
; ;
305;
899 .
Горизонтальная плоскость.
Определим опорные реакции, Н:
2212 Н.
2515 Н.
Проверка: .
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
; ;0;
275.
Строим эпюру крутящих моментов ; :
1870 .
Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
3779 Н,
8589 Н.
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :
940.
305.
8. Проверочный расчет подшипников
Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
,
где e = 0,296,
Н,
Н.
Определим осевые нагрузки подшипников. Так как и , то Н , Н.
Определим отношение
,
По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
,
где V – коэффициент вращения, V=1;
X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;
Y коэффициент осевой нагрузки, Y = 2,096;
Кб – коэффициент безопасности, Кб =1,2;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1;
Н.
Н.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3,3;
<Cr = 90000H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh=4700ч.
Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.
Определяем осевые составляющие радиальные реакции:
, где e = 0,41,
Н,
Н.
Определим осевые нагрузки подшипников.
Так как и , то Н, Н.
Определим отношение
,
По соотношению и выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
, ,
где V – коэффициент вращения, V=1;
Кб – коэффициент безопасности, Кб =1,2;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1,0;
X коэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;
Y коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,46;
Н.
Н.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3,33;
<Cr=57900H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh=4700ч.
Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.
Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:
,
где V – коэффициент вращения, V=1;
Кб – коэффициент безопасности, Кб =1,2;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1,0;
Н.
Н.
Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:
,
где m – показатель степени, m=3;
<Cr=57200H,
Подшипник пригоден.
Рассчитаем базовую долговечность;
ч>Lh=4700 ч.
9. Проверочные расчеты
9.1 проверочный расчет шпонок
Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [sCM] = 60 МПа, при стальной ступице [sCM] = 120 МПа.
Напряжение смятия и условие прочности:
,
где Асм площадь смятия;
,
где h, t1 – стандартные размеры;
lр рабочая длинна шпонки.
тихоходный вал:
Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).
d = 32 мм, b´h = 10´8 мм, t1 = 5 мм, длина шпонки l = 50 мм, момент на валу Ft=2583 Н.
Н < [sCM] = 190 Н.
Нейтральный вал:
Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).
d = 60 мм, b´h = 18´11 мм, t1 = 7 мм, длина шпонки l = 32 мм, момент на валу Ft=4058 Н.
Н < [sCM] = 190 Н.
Тихоходный вал:
Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).
d = 105 мм, b´h = 28´14 мм, t1 = 10 мм, длина шпонки l = 62 мм, момент на валу Ft=12986 Н.
Н < [sCM] = 190 Н.
Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.
d = 80 мм, b´h = 22´14 мм, t1 = 9 мм, длина шпонки l = 114 мм, момент на валу Ft=12986 Н.
Н < [sCM] = 190 Н.
9.2 Проверочный расчет валов
Быстроходный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.
Нормальное напряжение
,
где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 188 Н×м;
Wнетто – осевой момент сопротивления,
мм3,
Н/мм2.
Касательное напряжение
,
где Мк – крутящий момент в опасном сечении, Мк = 62 Н×м;
W рнетто – полярный момент инерции,
мм3,
Н/мм2.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 420 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 244 Н/мм2;
(Кσ)D, (Кτ)D коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ – коэффициент концентраций напряжений, Кσ=1,7;
Кτ коэффициент концентраций напряжений, Кτ=1,55;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,7;
КF – коэффициент влияния шероховатости, КF=1,5:
1,48,
1,36.
Н/мм2,
Н/мм2.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Нейтральный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.
Нормальное напряжение
,
где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 590 Н×м;
Wнетто – осевой момент сопротивления,
мм3,
Н/мм2.
Касательное напряжение
,
где Мк – крутящий момент в опасном сечении, Мк = 467,5 Н×м;
W рнетто – полярный момент инерции,
мм3,
Н/мм2.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 420 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 244 Н/мм2;
(Кσ)D, (Кτ)D коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ – коэффициент концентраций напряжений, Кσ=1,7;
Кτ коэффициент концентраций напряжений, Кτ=1,55;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,67;
КF – коэффициент влияния шероховатости, КF=1,5:
1,52,
1,41.
Н/мм2,
Н/мм2.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
Тихоходный вал.
Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.
Нормальное напряжение
,
где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 940,5 Н×м;
Wнетто – осевой момент сопротивления,
мм3,
Н/мм2.
Касательное напряжение
,
где Мк – крутящий момент в опасном сечении, Мк = 1870 Н×м;
W рнетто – полярный момент инерции,
мм3,
Н/мм2.
Определим предел выносливости в расчетном сечении,
,
,
где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 380 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 220 Н/мм2;
(Кσ)D, (Кτ)D коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,
,
,
где Кσ – коэффициент концентраций напряжений, Кσ=2,15;
Кτ коэффициент концентраций напряжений, Кτ=2,05;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,62;
КF – коэффициент влияния шероховатости, КF=1:
2,67,
2,54.
Н/мм2,
Н/мм2.
Определим коэффициент запаса прочности,
,
.
Определим общий коэффициент запаса прочности,
Условие выполняется, вал имеет запас прочности.
9.3 Тепловой расчет редуктора
Определим температуру масла в редукторе,
,
где Р1 – мощность на быстроходном валу редуктора, Р1 = 11 кВт;
η – коэффициент полезного действия, η = 0,72;
Кt – коэффициент теплопередачи, Кt = 10;
А – площадь теплоотдающей поверхности, А = 0,56;
tв температура вне корпуса, tв = 200;
<[t]=800.