Автор работы: Пользователь скрыл имя, 07 Января 2014 в 16:21, курсовая работа
Внутрішні кільця підшипників ставлять на вал із натягом, поля допусків, які відповідають посадці л6. Зовнішнє кільце в отворах корпусу ставлять по посадці Н7.
Для маточини зубчатого колеса при передачі кутного моменту за допомогою шпонки приймаємо посадку на валу з малим натягом типу Н7/р6.
9 . Перевірка міцності валів. Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших дотичних напружень .
Швидкохідний вал 9.1 сталь 45
9.2 Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень, обчислюємо за формулою:
-коефіцієнт запасу міцності -коефіцієнт концентрації напружень -коефіцієнт режиму навантаження
Із попередніх розрахунків маємо:
9.3 а ) Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині хОz від сили
б) Для побудови епюр , визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках ( перетинах ) А , С і В у площині yOz
| ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
13 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
в площині xOz
в) крутний момент г ) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри
9.4 Обчислюємо найбільші напруження згину та кручення для небезпечного перерізу С:
сумарний згинальний момент
| ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
14 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
9.5 Визначаємо еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допускаються :
Тихохідний вал : 1. Матеріал для виготовлення тихохідного вала - сталь 35 для якого
Границя тривалості
2. Допустиме напруження згину
Із попередніх розрахунків маємо:
3. а) Обчислюємо реакції опор в горизонтальній площині xOz від сили
б) знаходимо розмір згинальних моментів у характерних точках А , С і В у площині yOz
| ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
15 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
в площині xOz
Сумарний згинальний момент в перерізі С
в) Крутний момент г) Вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри
4. Обчислюємо найбільші напруження вигину , і крутіння в небезпечному перерізі С. Діаметр вала в небезпечному перерізі ослаблений шпоночной канавкою . Тому в розрахунок слід ввести значення d , менше на 8...10% . Приймаємо d=55 мм – розрахунковий діаметр валу в перерізі С. Отримуємо :
| ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
16 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
5. Міцність валу перевіримо по 3 теорії міцності При отриманих невисоких значеннях розрахункових напружень , вали мають високі запаси міцності , а тому перевірку їх жорсткості можна не перевіряти .
10. Підбір шпонок
і перевірочний розрахунок
10.1 Ведучий вал: d=45мм, b=14мм, h=9мм, t1=5,5мм
10.1.1 Довжина шпонки
10.1.2 Розрахункова довжина шпонки
10.1.3 Допустиме напруження зминання :
10.1.4 Вичісляем розрахункове напруження зминання
10.2 Ведений вал
10.2.1 Для вихідного кінця вала при по таблиці приймаємо призматичну шпонку при при з ряду стандартних довжин приймаємо для шпонки з округленими торцями | ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
17 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
Розрахункова довжина шпонки
Розрахункове напруження зминання
Значення цієї напруги лежить в допустимих межах навіть у разі посадки на вал чавунної маточини , при якій Отже , приймаємо шпонку
10.2.2 Для валу під маточину зубчастого колеса при по таблиці приймаємо призматичну шпонку . . Так як Так як то слід прийняти довжину призматичної шпонки з округленими торцями
Розрахункова довжина шпонки :
Розрахункове напруження зминання
Отже , під маточину колеса вибираємо шпонку
11. Підбір підшипників. Підшипники кочення підбирають по таблиці залежно від розміру і напрямку , діючих на підшипник навантажень ; діаметра цапфи , на яку насаджується підшипник , характеру навантаження , кутової швидкості обертального кільця підшипника , бажаного терміну служби підшипника і його найменшої вартості . | ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
18 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
11.1 Ведучий вал Осьова сила: Fa=663H
Радіальна сила: FrA= = 1890H, FrB= = 2114H
Так як FrB> FrA, то підбір підшипників ведемо по опорі В. Так як Fа / Fr >20%, (663/2114*100%=31%>20%) приймаємо роликові підшипники радіально-упорні конічні однорядні. Орієнтуючись на діаметр цапф під підшипники, беремо підшипники 7210 легкої серії (d=50мм, D=90мм, B=21мм), для яких із таблиць маємо:
C0=40,6 кН – базова статична вантажність; Cr=52,9 кН – базова динамічна вантажність; e – параметр осьового навантаження. За умовами роботи підшипників беремо:
V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника; K8=1,2 – коефіцієнт безпеки при перевантаженнях до 120%; KT=1 – температурний коефіцієнт при температурі до 100˚С.
Для радіально-упорних конічних
роликових підшипників Оскільки відношення Fa/VFrB = 663/1*2114 = 0,31< 0,37, приймаємо х=1, у=0.
Приймаємо ресурс роботи підшипників Lh = 15* Розрахункова динамічна потужність: Cmp=(xVFr+yFa)KδKT(6* n1Lh)1/a a=10/3 – для роликових підшипників. | ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
19 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
Cmp = (1*1*2114+0*663)*1,2*1*(6* *975*15* )0,33=23,7кН Так як Cr>Cmp, (52,9kH>23,7kH), то вибранний підшипник для опор вала має ресурс більше від заданого.
11.2 Ведений вал Осьова сила: Fa=663H
Радіальна сила: FrA= = 1863H, FrB = 2409H
Так як FrB> FrA, то підбір підшипників ведемо по опорі В. Так як Fа / Fr >20%, (663/2409*100%=27,5%>20%) приймаємо роликові підшипники радіально-упорні конічні однорядні. Орієнтуючись на діаметр цапф під підшипники, беремо підшипники 7211 легкої серії (d=55мм, D=100мм, B=21мм), для яких із таблиць маємо:
C0=46,1 кН – базова статична вантажність; Cr=57,9 кН – базова динамічна вантажність; e – параметр осьового навантаження. За умовами роботи підшипників беремо:
V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника; K8=1,2 – коефіцієнт безпеки при перевантаженнях до 120%; KT=1 – температурний коефіцієнт при температурі до 100˚С.
Для радіально-упорних конічних
роликових підшипників Оскільки відношення Fa/VFrB = 663/1*2409 = 0,27< 0,41, приймаємо х=1, у=0. | ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
20 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
Приймаємо ресурс роботи підшипників Lh = 15* Розрахункова динамічна потужність: Cmp=(xVFr+yFa)KδKT(6* n1Lh)1/a a=10/3 – для роликових підшипників. Cmp = (1*1*2409+0*663)*1,2*1*(6* *375*15* )0,33=19,7кН Так як Cr>Cmp, (52,9kH>19,7kH), то вибранний підшипник для опор вала має ресурс більше від заданого.
12. Змащування редуктора
Змащування зубчатого зачеплення виконується зануренням зубчатого колеса в масло, що залите в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 15мм. Об’єм масляної ванни визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 мастила на 1кВт потужності, яка передається : V=0,25*P1=0,25*18,5=4,62 дм3 За таблицею встановлюємо в’язкість мастила. При контактному напруженні σН=402МПа та колової швидкості. υ=4,5 м/с кінематична в’язкість дорівнює: υ50 = 5σ3Н/106*υ=5*4023/106*4,5=72,1 мм2/с. За таблицею вибираємо
масло індустріальне марки ИРП- Камери підшипників заповнюємо пластичним маслом марки УС-1.
13. Посадки деталей Внутрішні кільця підшипників ставлять на вал із натягом, поля допусків, які відповідають посадці л6. Зовнішнє кільце в отворах корпусу ставлять по посадці Н7. Для маточини зубчатого колеса при передачі кутного моменту за допомогою шпонки приймаємо посадку на валу з малим натягом типу Н7/р6. | ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
21 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
ние, 1984.-400с.
| ||||||
ДМ.02.01.00.00. |
Арк.. | |||||
22 | ||||||
Зм. |
Арк.. |
№ докум. |
Підп. |
Дата |
Информация о работе Проектування одноступінчатого циліндричного редуктора з косозубими колесами