2. 1 Расчет магнитной цепи при холостом ходе (стр. 9 из 11)

d_ст.к = (1,5…1,55) d_k = (1,5…1,55) х 32 = 48…49,6мм

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_ст.к. = 50 мм

15.1.3 Определяем толщину обода зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 2,5 х 1,5 + 2 = 5,75 мм,

Так как в_w > 20 мм, увеличиваем S на 10-20 %.

Принимаем S = 7мм

15.1.4 Определяем фаски на торцах зубчатого венца:

f = (0,6…0,7) m = (0,6…0,7) 1,5 = 0,9…1,05 мм

Принимаем f = 1,6 мм. На прямозубых колесах фаску выполняем под углом

α_ф = 45˚.

15.1.5 Определяем толщину диска:

с = (0,35…0,4) в = (0,35…0,4) 32 = 11,2…12,8 мм

Принимаем с = 12 мм.

Радиус закруглений R ≥ 6 мм. Принимаем R = 6 мм.

16. Подбор и проверка шпонок

16.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 32 мм;

Длина ступицы колеса d_стк = 32 мм;

Выбираем шпонку в х h x l = 10 х 8 х 28

16.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Допускаемое напряжение

= 110 МПа

Условие прочности выполняется.

17. Расчет усилий в зацеплениях закрытой и открытой передач

17.1 Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Окружное усилие:

(8.5 [2])

Радиальное усилие:

F_r2= F_t2 x tgα = F_t2 x tg20° = 650 x 0,36397 = 237 H (8.6 [2])

18. Выбор расчетной схемы вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

18.1 Определение реакций в опорах

Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия

18.1.1 В вертикальной плоскости

F_r2 х l₁ – R_ВY (l₁ + l₂) = 0

Из-за симметричного расположения принимаем l₁=l_2. По компоновочной схеме принимаем l=35 мм

Отсюда реакция опоры В в вертикальной плоскости

R_АY(l₁+l₂) - F_r2l₂ = 0

Проверка:

118,5 – 237 – 118,5 = 0

18.1.2 В горизонтальной плоскости:

F_t2I₁ – R_ВX (I₁ + I₂) = 0

-R_АX(l₁+l₂) + F_t2l₂ = 0

Проверка:

325 – 650 + 325 = 0

ВЫВОД: Реакции в опорах определены верно.

18.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.

18.2.1 Горизонтальная плоскость:

Момент под колесом:

18.2.2 Вертикальная плоскость:

Момент под колесом:

18.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

ВЫВОД: По эпюрам определяем опасное сечение, опасным сечением будет место посадки колеса. Здесь действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, поэтому дальнейшие расчеты ведут по одному сечению.

19. Подбор и расчет подшипников

Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре В. Требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию L_h = 12000 ч.

19.1 Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой узкой серии, условное обозначение 206 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d = 30 мм;

Наружный диаметр подшипника, D = 62 мм;

Ширина подшипника, B = 16 мм;

Фаска подшипника, r = 1,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 19,5 кН

Статическая грузоподъемность: С_о = 10 кН

19.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле:

эквивалентная нагрузка

х =1; К_t = 1; К_б = 1;

Н

Отсюда Р = 346 Н

19.3 Находим эквивалентную долговечность:

, где (16.31 [2])

по табл. 8.12 [2]

= 0,25

L_h = 12000 часов (задано)

Получим:

L_hE = 0,25 х 12000 = 3000 ч.

19.3.1 Определяем ресурс подшипника:

L_E = 60 х 10^-6 х n х L_hE = 60 х 10^-6 х 420 х 3000 = 75,6 млн.об. (16.28 [2])

n = n₂ = 420 об/мин.

19.3.2 По табл. 16.3 [2]:

а₁ = 1,0 – коэффициент надежности;

а₂ = 1,0 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.

19.4 Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.

С_{(потребная)} ≤ С_{(паспортная)} (16.26 [2])

19.4.1

С_{(потребная)} = Р

, где

Р = Р_r = 346 Н

р = 3 (для шариковых подшипников)

L = L_E = 75,6 млн.об.

С_{(потребная)} = 346

Итак: С_{(потребная)} = 1463 Н < С_{(паспортная)} = 19500 Н

Условие выполняется

19.5 Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка

Р_о = Х_о х F_r + Y_о х F_t, где (16.33 [2])

Для шарикоподшипников:

Коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок: Х_о = 0,6 и Y_о = 0,5

С учетом возможной двух кратной перегрузки:

Р_о = 2 х (0,6 х 237 + 0,5 х 650) = 934 Н < 10000 Н

Условие выполняется.

20. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала.

20.1 Выбор материала вала.

Материал вала – Сталь 45, улучшенная 192…240 НВ

Характеристики:

= 750 МПа – предел прочности при растяжении;

= 450 МПа – предел текучести;

срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двухкратная кратковременная нагрузка.

20.2 Расчет вала на выносливость.

Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный – для напряжений изгиба и отнулевой для напряжений кручения.

Цель расчета – определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:

(15.3 [2])

Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением является сечение под правым подшипником. Проведем для него расчет.

20.2.1 Суммарный изгибающий момент в опасном сечении С

20.2.2 Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

(15.4 [2])

В этих формулах

и – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и – постоянные составляющие.

Согласно принятому выше условию (рис.2 и рис.3) при расчете валов

(15.5 [2])

находим

= 12100 / (0,1 х 32³) = 3,69 МПа

находим

= = 0,5 х 40 х 10³ / (0,2 х 32³) = 3,05 МПа

и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Их значения зависят от механических характеристик материала.

Для среднеуглеродистых сталей

= 0,1;

= 0,05.