задачи рефераты отчеты
курсовые ргр

 

Главная
Контакты
Рефераты
Курсовые
Отчеты
Задачи
РГР
Лабораторные
Разное

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Принимаем модуль m= 2 мм, число зубьев z= 24. Проверяем прочность шлицевого соединений на смятие рабочих граней шлицев, принимая рабочую длину шлицев l = 76 мм при длине ступицы полумуфты l = 82 мм и находя расчетную площадь смятия А = 0,8ml = 0,8·2·76 = 122 мм2, средний диаметр соединения dm= mz= 2 · 24 = 48 мм:
σсм =2T2 · l03 /(0,75 zAdm ) = 2· 862.1· 103/(О,75 ·  24 ·  122 · 48) =
=17,5 МПа < [ σсм ] = 100 МПа,
Таким образом, на выходной конец ведомого вала насаживаем полумуфту исполнения типа 3 — с эвольвентными шлицами.
5.3. Определяем необходимую посадку для бесшпоночного соеди­нения колесо — вал.
5.3.1. Вычисляем расчетный (максимальный) момент
Tmax= Т2т = 862.81 · 2.2= 1896.6 Н· м,
где m2,2 — коэффициент, учитывающий кратковременные перегрузки. 5.3.2. определяем давление, обеспечивающее неподвижность соединения, принимая коэффициент трения f= 0,14 (сборка с нагревом), запас сцепления К = 2.
p = 2 Tmax K / (π f d2 l) = 2 · 1896,6 ·  103 ·2/(3,14 ·  0,14 ·  502 ·  45)= 153.4 МПа,
где d= 50 мм — номинальный диаметр отверстия: l = 45 мм — длина посадочной поверхности вала при длине ступицы колеса lCT= 50 мм.
5.3.3. Определяем диаметр ступицы колеса:
dCTl,5d + 10 мм = 1,5· 50 + 10 = 85 мм.
По табл. 21 принимаем dCT=85 мм.
5.3.4.      Определяем коэффициент жесткости'
С= 1 + (d2CT +d2)/( d2CT - d2) = l+(852 + 502)/(852-502)= 3,06.
5.3.5 Вычисляем расчетный натяг:
δp = pdС/215 = 153.4·50·3,06/215= 109 мкм.
5.3.6.      Определяем по табл. 34 допуск отверстия Ø50Н7 ITо = 25 мкм
и основное отклонение вала (при и = 0)
ei = δp + и + 1Т0 = 109 + 25 = 134 мкм.
5.3.7.      Но расчетному значению натяга выбираем (см. табл. 34)
стандартную посадку, обеспечивающую неподвижность соединения. Для
этого по номинальному размеру соединения d= 50 мм выбираем посад­ку, у которой наименьший натяг должен быть равен (или больше, но
не меньше) расчетному значению. Этому условию соответствует посад­
ка Ø50 Н7/z8,  что соответствует Ø50 (+175 / +136 ); Nmin= 111 мкм, Nmax=175мкм.
Значения минимального Nmin и максимального Nmax вероятностных натягов подсчитаны по формулам, учитывающим рассеивание размеров вала и отверстия и, как следствие, рассеивание натяга:
Nmin= dmin - Dmax = 50,136 - 50,025 = 0,111 мм = 111 мкм,
где dmin — наименьший предельный размер вала; Dmax — наибольший
предельный размер отверстия;
Nmax= dmax - Dmin = 50,175 - 50 = 0,175 мм = 175 мкм,
где dmax — наибольший предельный размер вала; Dmin — наименьший предельный размер отверстия.



При этом dmin = d+ ei= 50 + 0,136 =50,136 мм; dmax = d + es = 50  + 0,175= =50,175 mm; Dmin = d = 50 мм; Dmax= d + ES= 50 + 0,25 = 50,025 мм.
6. Проверочный расчет валов редуктора
Ведущий вал.
6.1. Материал ведущего вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, так как они изготовлены как одно целое. По табл.35 предел прочности материала σВ = 1100 МПа, предел выносливости при симметричном цикле изгиба σ-1 = 480 МПа, предел выносливости при симметричном цикле кручения τ-1 = 280 МПа коэффициенты ψσ= 0,2 И ψ τ =0,1.
6.2.   Согласно эскизной компоновке (рис. 2, б) вычерчиваем
конструкцию вала и составляем расчетную схему (рис. 6, а, 6) Затем
приступаем к построению эпюр изгибающих моментов в вертикальной
и горизонтальной плоскостях (реакции опор определили во время
подбора подшипников).
Изгибающие моменты: в среднем поперечном сечении вал-шестерни в вертикальной плоскости
Тz= RyAl1 = 2647.7 · 47 ·  10-3 = 124.4 Н ·  м,
в горизонтальной плоскости
Ту лев = RzAl1 = 3898 · 47 ·  10-3 = 183.2 Н ·  м,
Туправ= RzAl1 – Аa1d1 / 2 =
= 3898 ·  47 ·  10-3 – 1430.4 ·  72,539 ·  10-3 /2 = 131.3 Н ·  м,
под подшипником B в сечении I в горизонтальной плоскости
Ту1 = FKPl2 =1430.4· 96·10-3 = 137.3 Н· м.
Крутящий момент ТK= T1 = 186.5 Н ·  м.
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.6, в, г, д).
6.3.         Проверяем прочность опасного сечения I—I.
Изгибающий момент Tи= Ту1 = 137.3 Н ·м, крутящий момент ТK= 186.65 Н·м; максимальное нормальное напряжение
σmax= Tи/Woc =137.3·103 / 6400 = 21.4 МПа,
где Woc = 0,1d31= 0,1·403 = 6400 мм3;
максимальное касательное напряжение
τmax= TK / WP = 186.5 · 103/12800= 14,6 МПа,
где WP= 0.2d3 I= 0,2 · 403 = 12800 мм3.

10

 
   ©zet-1986