Модернизация поперечно–строгального станка с ходом ползуна 700 мм на базе модели 7307

.

Сила, действующая со стороны шестерни на промежуточном валу 1 на зубчатое колесо промежуточного вала 2:

.

Рисунок 13 – Свертка коробки скоростей

Сила, действующая со сторо

ны шестерни на промежуточном валу 2 на зубчатое колесо выходного вала:

.

3.11 Расчет и подбор подшипников

Определение реакций в опорах валов

Необходимо определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, , , (3.39)

где SFkx – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozx;

SFky – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozy;

SmO(Fk) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

Выбор подшипников по статической грузоподъемности

Критерием для подшипника служит неравенство:

P0 £ C0, (3.40)

где Р0 – эквивалентная статическая нагрузка;

С0 – табличное значение статической грузоподъемности выбранного подшипника.

Величины приведенной статической нагрузки для радиальных подшипников определяются как большие из двух следующих значений:

P0 = X0Fr + Y0Fa; P0 = Fr, (3.41)

где Х0– коэффициент радиальной нагрузки;

Y0 – коэффициент осевой нагрузки;

Fr – постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, Н;

Fа – постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, Н.

Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Критерием для выбора подшипника служит неравенство:

Стр. £ С, (3.42)

где Cтр. – требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника.

Требуемая динамическая грузоподъемность Стр, Н, определяется по формуле:

(3.43)

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n – частота вращения вала для которого подбирается подшипник, об/мин;

Lh – долговечность подшипника, выраженная в часах работы;

a – коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости.

Эквивалентная динамическая нагрузка Р, Н, для шариковых радиально-упорных подшипников определяется по формуле:

P = (XVFr + YFa) KбKт, (3.44)

где Fr – радиальная нагрузка, приложенная к подшипнику;

Fa – осевая нагрузка, приложенная к подшипнику;

V – коэффициент вращения;

Kб – коэффициент безопасности;

Kт – температурный коэффициент.

Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы

«SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Г.

3.12 Расчет сечения сплошного вала

Определение диаметра средних участков вала

Под средними участками вала следует понимать участки, на которых расположены шестерни и зубчатые колеса. Определение диаметра производится расчетом на изгиб с кручением.

После завершения расчета, разрабатывается конструкция каждого вала, которая должна обеспечивать возможность сборки коробки скоростей и свободного продвижения зубчатых колес до места посадки.

Расчет валов на усталостную прочность

Расчет сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности в данном расчете, имеет вид:

(3.45)

где n – расчетный коэффициент запаса прочности;

[n] = 1,3 ¸1,5 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[n] = 2,5 ¸ 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nt – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

(3.46)

где s -1 и t -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа;

sа, tа и sm, tm – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений, МПа;

ks и kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении;

es и et – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

ys и yt – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.

Можно считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:

(3.47)

где Мизг. – суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Н×мм;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

Для круглого сечения вала:

(3.48)

Для круглого сечения со шпоночной канавкой:

(3.49)

где b и t – ширина и высота шпоночной канавки, мм.

Для сечения вала со шлицами:

(3.50)

где x = 1,125 – для шлицев легкой серии;

x = 1,205 – для шлицев средней серии;

x = 1,265 – для шлицев тяжелой серии.

Так как момент, передаваемый валом, изменяется по величине, то при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – отнулевой:

(3.51)

где Wк – момент сопротивления вала при кручении, мм3.

Для круглого сечения вала:

(3.52)

Для сечения вала со шпоночной канавкой:

(3.53)

Для сечения вала со шлицами:

(3.54)

Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

Условие прочности по смятию для призматической шпонки имеет вид:

(3.55)

где z – число шпонок;

sсм. – напряжение смятия, МПа;

[s]см. – допускаемое напряжение при смятии, МПа;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм.

Условие прочности из расчета на срез шпонки:

(3.56)

где [t]ср. – допускаемое напряжение при срезе, МПа.

Расчет шлицевых соединений условно производят на смятие втулки в месте ее соприкосновения с боковыми поверхностями зубьев.

 Скачать реферат