Прикладна механіка і основи конструювання (стр. 2 из 2)

Епюра крутних моментів показана на (рис.3,б).

В вертикальній площині балка завантажена силою F_r та згинальним моментом, який виникає від дії осьової сили F_a (рис.3,в).

Визначаємо опорні реакції:

Перевірка:

Будуємо епюру згинальних моментів М_y в вертикальній площині (рис.3,г).

Для горизонтальної площини (рис.3,д):

Епюра згинальних моментів в горизонтальній площині показана на (рис.3,е ).

Сумарний максимальний згинальний момент в місці посадки колеса:

5.4.3. Визначення еквівалентних напружень в небезпечному перерізі вала.

Еквівалентні (розрахункові) напруження в місці посадки колеса на вал визначаємо за формулою:

В даному випадку:

Напруження від деформації згину вала:

де W_o – осьовий момент опору поперечного перерізу вала в місці посадки колеса на вал:

напруження від деформації кручення:

де W_p – полярний момент опору поперечного перерізу вала:

напруження від деформації рзтягу-стиску

де А-площа поперечного перерізу вала в місці посадки колеса

Еквівалентні напруження:

5.4.4. Перевірка втомної міцності вала

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності вала:

де s_-1 – границя витривалості при симетричному циклі згину:

s_-1»0,43s_в=0,43×530=228.

5.5. Підбір підшипників кочення тихохідного вала

Опори валів шевронної циліндричної передачі сприймають осьові та радіальні навантаження. Для опор тихохідного вала передачі назначаються кулькові радіально-упорні підшипники середньої серії 46308 табл.3.10[1] для яких динамічна вантажопідйомність С=39200Н; статична вантажопідйомність С_о=30700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:

F_{r max}=_Frb=1051 Н<С_о=57400 Н.

Ресурс роботи підшипника в годинах:

де F_екв – еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:

, то

F_екв=F_{r max}×K_б×K_T=1051.1×1,5×1=1576.65 Н;

k_б– коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів k_б=1,5;

k_T– температурний коефіцієнт, k_T=1,0 (при t^o<100^oC).

5.6. Розрахунок шпоночного з’єднання.

Згідно ГОСТ 23360-78 табл.3.12[1] приймаємо розміри шпонки для з’єднання вала з колесом, рис. 4.Для d₅=45мм b3h=1439 мм, t=5,5 мм.

Рис.4 Розрахункова схема шпоночного з’єднання.

Напруження зминання бокових граней шпонки:

де l_p=l_ст-b=37,5-14=23,5 мм – робоча довжина шпонки;

[s_зм] – допустимі напруження на зминання, [s_зм] =150.

6. Конструювання зубчастого колеса

Розміри конструктивних елементів зубчастого колеса показані на рис. .

Частина розмірів отримана в результаті попередніх обчислень: d₂=214,72 мм;

d_a2=217,72 мм; d_f2=210,97 мм; d₅=45 мм; l_ст=b₂=37,5 мм.

Решта розміри колеса, необхідні для його конструювання:

а) діаметр ступиці:

d_ст=1,6d₅=1,6×45=72 мм;

б) товщина диска:

c=0,3b₂=0,3×37,5=11,25 мм;

в) товщина обода:

d_о=4m=4×1,5=6 мм;

г) інші параметри:

d_отв=(3¸4)×с=(3¸4)×11,25=34¸45 мм;

приймаєм d_отв=40мм; R=5 мм; r=4 мм.

Література

1. Зубченко І.І., Семчишин С.Г. Технічні завданяя і методичні вказівки. Тернопіль, 1998,-72с.

2. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М.,Козинцов В.П. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1988,-416с.

3. Чернавський С.А., Ицкович Г.М., Киселев В.А. и др. Проектирование механических передач. М., 1976,-608с.

4. Иванов М.Н. Детали машин. М., 1975,-551с. І.І.,