Спроектировать привод к лесотаске

В характерных сечениях 1…4, Нм.

Мх1=0; Мх2= RAY· (LБ/2)=-2880,647·0,0295=-84,979 Нм.

Мх4=0; Мх3= -Fоп· Lоп=-2359·0,076=-179,284 Нм.

Мх2= -Fоп· (Lоп+(LБ/2))+RBY·(LБ/2) =-79,189 Нм.

Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н

RAx=RBx= Ft½=1393,8/2=696,9 H

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси у в предельных положениях 1…3, Нм.

Му1=0; Му2= -RAХ· (LБ/2)= -696,9· 0,0295= -20,558 Нм.

Му3=0.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Нм.

Мк=Мz= Ft1· d½=37,632 Нм Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

RA=(RAХ2+ RAY2)½=(696,92+(-2880,647)

2)½=2963,747 H

RB=(RBХ2+ RBY2)½=(696,92+5752,0472)

½=5794,110 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм.

М2=(Мх22+Му22)

½=((-79,189)

2+(-20,558)

2)½=81,81 Нм.

М3=Мх3=-179,284 Нм. ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 21 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Рис. 3

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 22 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

7. Расчет подшипников редуктора

Расчет шариковых радиальных подшипников.

Выполнить схему осевых нагрузок для опор вала.

Рис. 4

Показать на схеме осевые нагрузки, действующие на вал от передач и осевые реакции опор. При установке подшипников враспор (рис. 4). Осевую реакцию дает опора, на которую направлена внешняя сила. Равнодействующая внешних осевых сил.

Осевые нагрузки на опоры равны осевым реакциям.

FaA=Fa=214,64 H; FaB=0.

Провести анализ влияния осевой нагрузки на опоры. Для этого сравнить отношение осевой нагрузки к радиальной с минимальным значением параметра осевого нагружения подшипника е=0,19.

Если FaA/V· FrA ≥ 0,19, то осевую нагрузку на данную опору следует учитывать.

0,41≥ 0,19

Если это отношение меньше 0,19, то осевую нагрузку не учитывают.

Здесь V — коэффициент вращения [2. с.105].

V=1 — вращается внутреннее кольцо подшипника. ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 23 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Если осевая нагрузка на опору учитывается, то найти из таблицы [2. c.101] величину коэффициента осевой нагрузки У, предварительно подсчитав отношение осевой нагрузки к статической грузоподъемности подшипника FaA/Сor.

FaA/Сor=214,64/36· 1000=0,0059

Y=2,30

Определить эквивалентные нагрузки на опоры.

Если осевая нагрузка на опору учитывается, то (например, для опоры А):

FЭА=(V· FrA·x+FaA·Y)·КБ·КТ, где х = 0,56 — коэффициент радиальной нагрузки [2. c.101];

КБ — коэффициент безопасности. Выбирается из таблицы [2. c.104] в зависимости от режима работы привода;

КТ — температурный коэффициент [2. c.105]. Обычно КТ = 1.

КБ = 1; КТ = 1.

FЭА=(V· FrA·x+FaA·Y)·КБ·КТ=(1·512,4·0,56+214,64·2,3)·1·1=780,616 Н Подсчитать требуемую долговечность подшипников в млн. об.

Подсчитать требуемую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника и сравнить ее с динамической грузоподъемностью выбранного подшипника:

Стр ≤ Сr

8422,9 ≤ 61 800

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 24 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

8. Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения в редукторе применяются для установки колес на валах и соединяя выходные концы валов с муфтами, шкивами, звездочками и колесами. В этих соединениях обычно применяют призматические шпонки.

Если выходной конец вала имеет коническую форму, то шпонка на этом участке имеет вспомогательное значение, ее сечение принимается уменьшенным [1. c.201] и она не рассчитывается на прочность. Все остальные шпонки должны быть рассчитаны.

Расчет каждой шпонки производится в последовательности:

Указать местоположение шпонки: на каком валу, для какого соединения.

Указать диаметр участка вала и длину участка.

Выбрать размеры сечений шпонки b и h из таблицы ГОСТа 23 360−78 [2. c.369] в зависимости от диаметра вала.

b=10 мм

h=8 мм Назначить стандартную длину шпонки l из той же таблицы. Шпонка должна быть на 5−10 мм короче длины ступицы насаживаемого колеса (или посадочного участка вала):

l=58 мм.

Проверить шпонку на смятие:

[σсм]=110…190 МПа — для ступицы из стали, где Тi — момент на валу, Нм;

t1 — глубина паза на валу [2. c.369];

lp — рабочая длина шпонки; lp = l, если шпонка имеет плоские концы или lp=l-b, если концы шпонки скругленные.

В случае перегрузки соединение выполняют двумя шпонками.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 25 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

75,4 МПа ≤ 110 МПа.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 26 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

9. Проверочный расчет вала

В задании на курсовое проектирование предлагается выполнить проверочный расчет одного-двух сечений выходного вала редуктора. Последовательность расчета:

1. Выбрать материал для изготовления вала и выписать его характеристики [2.c.208].

Таблица 6

Марка стали Диаметр заготовки, мм, не более Твердость НВ, не ниже Механические характеристики, Н/мм2

σВ

σт

τт

σ-1

τ-1

2. Указать, какое сечение по расчетной схеме вала, принято для расчета (см. например, сечение 2 на рис. 3).

3. Указать исходные данные для расчета выбранного сечения:

а) Изгибающие и крутящий моменты в сечении — Мх, Му, Мz — по расчетной схеме;

б) Диаметр сечения — d (для конического выходного конца применяется средний диаметр);

в) При наличии шпоночного паза его размеры b и h.

4. Определить суммарный изгибающий момент.

5. Подсчитать осевой и полярный моменты сопротивления сечения при наличии шпоночного паза.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 27 Изм. Лист № докум. Подпись Дата В этом случае для некоторых сечений момент сопротивления можно найти по таблице [2. c.212]. Если в сечении есть два шпоночных паза, удвоить вычитаемую дробь в вышеприведенных формулах.

6. Определить амплитуды напряжений изгиба и кручения:

7. Определить концентраторы напряжений в данном сечении:

а) Шпоночный паз.

Отдельно для каждого концентратора напряжений определить коэффициенты концентрации для нормальных и касательных напряжений:

;

;

;

где Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [2. c.214−215];

Кd — коэффициент влияния размеров поперечного сечения [2. c.213];

КF — коэффициент влияния шероховатости [2. c.213];

Кv — коэффициент влияния упрочнения [2. c.214].

При отсутствии упрочнения Кv = 1.

8. Определить пределы выносливости вала в сечении:

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 28 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

9. Определить коэффициенты запаса прочности для напряжений изгиба и кручения:

10. Проверить прочность сечения, найдя коэффициент запаса прочности сечения:

Сделать вывод о прочности по условию S ≥ [S] [2. c.210]

42,27 ≥ 2,1

Если требуется рассчитать второе сечение, произвести для него расчет, начиная с пункта 2 этого раздела. Если в сечении нет изгибающих моментов, все расчеты производят только для касательных напряжений кручения. В этом случае S=Sτ.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 29 Изм. Лист № докум. Подпись Дата

10. Выбор системы смазки

1. Смазка зубчатой передачи редуктора.

1.

1. Назначить систему смазки передачи.

При окружной скорости колес до 12,5 м/с принимают картерную систему смазки. При этом колесо окунается в смазку [2. c.134].

1.

2. Назначить марку масла [2. c.135] в зависимости от контактных напряжений передачи и окружной скорости окунаемого колеса.

Принимаем масло И-Т-Д-100.

2. Смазка подшипников редуктора.

2.

1. Назначить вид смазки подшипников. Если окружная скорость колеса, разбрызгивающего смазку v > 1 м/с, то брызги масла, применяющегося для смазки передачи, попадают на стенки корпуса и на подшипники. В этом случае подшипники смазываются разбрызгиванием.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 30 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Список использованных источников

1. П. Ф. Дунаев, С. П. Леликов — Детали машин. Курсовое проектирование, Москва, «Высшая школа», 2010 г.

2. Т. В. Хруничева — Детали машин: типовые расчеты на прочность, Москва, Форум, Инфра-М, 2011 г.

ТМ КП 190 103.

01.06 ПЗ Лист 31 Изм. Лист № докум. Подпись Дата