|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Оформление расчетно-пояснительной записки. 6 страница
3.5.1 Выбор типа ремня
Проектировочный расчет выполняется для выбранного поперечного сечения ремня. Из таблицы 3.26 выбираем сечение , для которого: мм – ширина ремня на нейтральном слое; мм – длина эталонного ремня сечения ; мм 2 – площадь поперечного сечения ремня; мм – высота поперечного сечения ремня; кг/м – масса единицы длины ремня (погонная плотность). По таблице 3.27 определяем коэффициент динамичности нагрузки . Для заданного характера нагрузки можно принять . Момент вращения ведущего шкива , Н м (3.100) Н·м Таблица 3.26 - Основные размеры клиновых и поликлиновых ремней
Для уменьшения геометрических размеров передачи в качестве диаметра малого шкива предварительно выбираем из таблицы 3.26 его минимальное значение, мм, а затем в соответствии с нормальным рядом округляем это значение до мм. Таблица 3.27 - Рекомендуемые значения коэффициента динамичности нагрузки
Рекомендованное значение коэффициента скольжения равно . Тогда диаметр ведущего шкива , мм (3.101) мм Полученное значение округляем до ближайшего из нормального ряда , мм. Определяем уточненное значение передаточного числа (3.102) Расчетная длина ремня по заданному межосевому расстоянию , мм (3.103) Окончательное значение длины ремня получаем, обратившись к нормальному ряду : мм. Далее уточняем величину межосевого расстояния , мм (3.104)
Для того чтобы принять окончательное решение по выбору величины межосевого расстояния, необходимо проверить выполнение следующего условия: , где граничные и согласно существующим рекомендациям равны , мм (3.105) мм; , мм (3.106) мм Поскольку полученная величина межосевого расстояния удовлетворяет предельным условиям, окончательно имеем мм. Считая межосевое расстояние известным, рассчитываем номинальный угол обхвата малого шкива , (3.107)
3.5.2 Расчет нагрузочной способности ременной передачи
Скорость перемещения ремня (3.23) м/с. Определяем поправочный коэффициент , который учитывает разные по величине напряжения изгиба на большом и малом шкивах (3.108)
. Приведенный диаметр шкива , мм (3.109) мм. Число пробегов ремня в секунду: (3.110) Полезное натяжение эталонного ремня , МПа (3.111) МПа. Поправочный коэффициент на угол обхвата ремня на малом шкиве (3.112) Поправочный коэффициент учета фактической длины ремня по отношению к эталонной (3.113) Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем для заданных условий эксплуатации в предположении равномерной нагруженности ремней , кВт (3.114) кВт. Необходимое количество ремней передачи (3.115) Поскольку количество ремней может быть только целым числом, полагаем . На практике ремни испытывают неодинаковую нагрузку. Это учитывается коэффициентом неравномерности нагрузки по потокам (3.116) . Мощность, передаваемая одним ремнем с учетом неравномерности нагрузки по ремням , кВт (3.117) кВт Уточняем количество ремней (3.118) . Окончательно принимаем .
3.5.3 Расчет силовых параметров передачи
Полезное окружное усилие, передаваемое ременной передачей , Н (3.119) Н. Вспомогательный коэффициент . Натяжение ведущей ветви ремня , Н (3.120) Н. Натяжение ведомой ветви ремня , Н (3.121) Н. Напряжение ремня, возникающее при действии центробежной нагрузки , МПа (3.122) МПа. Дополнительное натяжение от центробежной нагрузки: , Н (3.123) Н. Вычисления показывают, что центробежной нагрузкой, вследствие ее малости относительно сил натяжения, можно пренебречь. Сила предварительного натяжения , Н (3.124) Н. Напряжение в ремне от предварительного натяжения , МПа (3.125) МПа. Сила, действующая на вал со стороны шкива , Н (3.126) Н.
4 Расчет валов редуктора
4.1 Нагрузки, приложенные к валам
Детали, размещенные на валах, как правило, находятся под воздействием сосредоточенных или распределенных сил, а также изгибающих и крутящих моментов, которые деформируют вал и вызывают внутри него появление напряжений. Так как при статических расчетах приходится оперировать моделями, то размещенные на валу детали заменяются системой реактивных сил и моментов. Опорами валов служат подшипники. Нагрузки в виде системы сосредоточенных и распределенных сил, а также изгибающих и крутящих моментов, должны быть приложены к геометрической оси вала. С этой целью силовые факторы переносятся из точек их фактического приложения в точки, лежащие на оси вала, известными методами механики. Реакция подшипника на вал представляется в виде сосредоточенной силы, точка приложения которой лежит в месте пересечения нормали в контакте тела качения с дорожкой в оси вала. Если реакция, действующая на вал со стороны подшипника, распределена вдоль шейки вала по некоторому закону, то точка приложения реакции является точкой приложения результирующей. Обычно внешние нагрузки, приложенные к валу, не лежат в одной плоскости, вот почему их следует представлять в виде проекций на два взаимно перпендикулярных направления. Выполнив необходимые расчеты для каждой из двух взаимно перпендикулярных плоскостей, окончательный результат можно получить геометрическим сложением составляющих. Внешние нагрузки вызывают в сечении вала нормальные и касательные напряжения. Нормальные напряжения возникают вследствие изгибающего момента, а касательные – как из-за наличия момента кручения, так и из-за поперечных сил. Последним видом напряжений, в силу их малости, обычно пренебрегают. 4.2 Предварительный расчет валов
Для валов (рис. 4.1) используем сталь 40Х (ГОСТ 4543-80) с термическим улучшением: закалка с высоким отпуском. Данный материал в сочетании с термическим улучшением обеспечивает следующие свойства: МПа; МПа; МПа; МПа.
Рисунок 4.1 – Кинематическая схема привода
Предварительный расчет диаметров выходных концов валов осуществляем из расчета на кручение по формулам: мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 30мм; мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 30мм: мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 45мм; мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем 55мм. Диаметры остальных участков валов назначаем, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4.3 Проверочный расчет валов
Первый вал. - крутящий момент на валу Н·м; - делительный диаметр шестерни мм; -окружная сила H; - радиальная сила H; - осевая сила H. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Определяем опорные реакции. Силовые реакции опор определяем из условия уравновешенности моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости относительно каждой из опор. Н Н - проверяем правильность определенных реакций . - строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала: Н·м; Н·м. В вертикальной плоскости: Н Н Проверяем правильность определенных реакций: - строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала: Н·м; Н·м. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 4.2). Крутящий момент, передаваемый вдоль вала от середины ступицы муфты до середины первой шестерни равен Н·м.
Рисунок 4.2 - Расчетная схема 1-го вала Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями. В соответствии с формой вала и эпюрами и предположительно опасными сечениями вала, подлежащими проверке на усталостную прочность, являются сечения А-А, Б-Б, В-В, Г-Г, в которых имеются концентраторы напряжений и возникают наибольшие моменты. Определяем запас усталостной прочности в сильно нагруженном сечении А – А, в котором концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой. Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определятся по формуле: , (4.1) где – предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений; , – соответственно амплитуда и среднее значение напряжения от нулевого цикла; – коэффициент концентрации напряжений кручения, принимаем для шпоночного участка вала ; – масштабные факторы, принимаем ; – коэффициент влияния среднего напряжения цикла на усталостную прочность, для легированных сталей . Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем аналогично: (4.2) Расчетный коэффициент запаса прочности для сечения А-А (4.3) Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется увеличением диаметра вала для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.
Второй вал. - крутящий момент на валу Н·м; -окружная сила: H; H; - радиальная сила: H; H; - осевая сила: H; H. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Определяем опорные реакции. Силовые реакции опор определяем из условия уравновешенности моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости относительно каждой из опор. Н Н - проверяем правильность определенных реакций: - строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала: Н·м; Н·м. В вертикальной плоскости: Н Н Проверяем правильность определенных реакций: - строим эпюры изгибающих моментов , для чего определяем их значение в характерных сечениях вала: Н·м; Н·м; Н·м; Н·м. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 4.3). Крутящий момент, передаваемый вдоль вала от середины второй шестерни до середины третьей шестерни: Н·м.
Рисунок 4.3 - Расчетная схема 2-го вала
Определяем запас усталостной прочности в сильно нагруженном сечении Б-Б, в котором концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой и возникают наибольшие моменты. Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б: Н·м. Поиск по сайту: |
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.037 сек.) |