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 14 15

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.
В месте установки кольца подшипника с натягом по табл. 36 определяем интерполированием значения отношений Кσ / Kd= 4,45 и Кτ / Kd= 3,13. Коэффициент влияния шероховатости поверхности КF = 1 при посадке с натягом; коэффициент влияния поверхностного упроч­нения КV= 1 для неупрочненной поверхности.

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости:
КσD = (Кσ / Kd + КF -  1)/ КV= (4,45 + 1 - 1)/1 = 4,45;
КτD =( Кτ / Kd + КF -  1)/ КV= (3,13+ 1- 1)/1=3,13.
Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симмет­ричному циклу, т. е. σa = σmax = 21.4 МПа, σm= 0; а касательные напря­жения — по отнулевому, т. е.: τa = τm = 0,5 τmax = 0,5 · 14,6 = 7,3 МПа.
определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Sσ = σ-1 / (КσD - σa) = 480/(4,45 ·  21.4) =5,
коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Sτ=τ-1 / (КτD τa + ψτ τm ) =
= 280/(3,13 ·  7,3 + 0,1 ·  7,3) = 11,87,
результирующий коэффициент запаса прочности
S = Sσ Sτ / √ Sσ2  + Sτ2 =
= 5 · 11,87/√52 + 11,872=4.6.
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5 ... 1,8. Таким образом, прочность и жесткость ведущего вала редуктора обеспечены.
Полученное сравнительно большое значение S= 4.6 объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при подборе подшипников качения.
Ведомый вал

  1. Принимаем материал вала сталь 45, нормализованная. По табл.35: σB= 600 МПа, σ-1 = 250 МПа, τ-1 = 150 МПа, ψσ = 0,05, ψτ = 0.
  2. По эскизной компоновке (рис. 2, б), учитывая внесенное
    изменение при расчете соединений деталей редуктора, вычерчиваем
    конструкцию вала и составляем расчетную схему (рис. 7, а, 6). Затем
    приступаем к построению эпюр ТZ,  Ту, Tк и Тм от консольной нагрузки
    FM, вызываемой муфтой.

Изгибающие моменты: под подшипником С в сечении I—I плоскости действия силы FKM:
Тм1 = - FKMl4= -2342.5·136 · 10-3 = -318,6 Н · м;
под зубчатым колесом в сечении II б вертикальной плоскости
ТZ 11= -RyCl3 = - 2647.7·41 · 10-3 = -108,5 Н · м;
в горизонтальной плоскостиТу11 лев = RzCl3 = 980.2·41 · 10-3 =40,2 Н · м;

11

 
   ©zet-1986