Расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой

А) , откуда

=13,735кН;

Б) , откуда

кН,

Ray = - 4,855 кН, следовательно изначально направление Ray было выбрано не верно.

Направляем реакцию в обратную сторону: R’ay = 4,855 кН

Проверка:

Реакции определены верно.

Находим изгибающие моменты:

В сечении 1-1 (справа) внутренний изгибающий момент в вертикальной плоскости равен внешнему изгибающему моменту:

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 2-2 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 3-3 (справа)

;

при ; Н∙м;

при ;

= Н∙м;

В сечении 3-3 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ;

Н∙м;

8. Определяем крутящий момент, действующий на вал:

Между колесом (Z2 ) и шестерней (Z3) действует внутренний крутящий момент Мкр = ТТ = 1188,8 Н∙м.

Строим эпюры внутренних изгибающих и крутящего моментов (рис.8.2).

На основании анализа эпюр, следует заключить, что опасным является сечение под подшипником B, где при всех видах деформации момент максимален.

Суммарный изгибающий (приведенный) момент в этом сечении:

= 2382,97 Н×м

Эквивалентный момент:

= 2663,3Н×м

Рис. 7.2. Схема нагружения тихоходного вала

и эпюры внутренних и крутящего моментов

Диаметр вала в опасном сечении:

где [s-1] – допускаемое напряжение на изгиб, зависит от материала вала.

Может быть определено по эмпирической формуле:

[s-1] = 0,0868 ∙ σв,

где σв – предел прочности материала вала [1, с.8, табл. 2.1].

Принимаем, что вал изготовлен из стали 40Х: σв = (780…930) МПа [1, с.8, табл. 2.1], тогда

[s-1] = 0,0868 ∙ 930 = 80 МПа

Тогда минимально необходимый диаметр вала в опасном сечении под подшипником равен:

dТ(ПК) ≥ = 69,3 мм.

Ближайшее стандартное значение диаметра вала под подшипником – 71 мм. При конструировании вала под подшипниками был назначен диаметр 75 мм, следовательно, вал удовлетворяет условию прочности на изгиб с кручением.

8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Цель расчета: выбрать и проверить подшипники к тихоходному валу червячного редуктора Ч-160.

Данные к расчету: nТ = 187,16 об/мин; d T( ПК ) = 75 мм ; [Lh] = 28800 часов;

Fr2 = 3,38 кН; Fa2 = 5,86 кН (вправо);

Fr3 = 5,5 кН; Fa3 = 2,2 кН (влево);

Rax = 15,969 кН; Ray = 4,855 кН;

Rbx = 23,179 кН; Rby = 13,735 кН

1. Ранее при конструировании вала предварительно были выбраны подшипники РК № 7615 (повышенной грузоподъемности), т.к. отношение осевой силы к силе радиальной >1,

Характеристика подшипника: Подшипник 67615 – ГОСТ 27365 – 87

динамическая грузоподъемность: Cr = 319 кН;

статическая грузоподъемность: Cor = 260 кН;

угол β = 12◦ 57’

2.Определяем полные реакции в подшипниках A и B (радиальные силы):

кН;

кН;

3.Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Принимаем, что подшипник подставлен «враспор», тогда схема установки подшипников:

Рис. 8.1

Так как Fa2 > Fa3 , то суммарная внешняя осевая сила, действующая на подшипники Fа = Fa2 - Fa3 = 5,5 – 2,2 = 3,3 кН (вправо).

Осевые составляющие от радиальных сил Si = 0,83 ∙ e ∙ Fri;

Для подшипников РК:

е = 1,5 ∙ tg β = 1,5∙ tg (12◦ 57’) =1,5∙0,2300=0,345;

SА = 0,83 ∙ e ∙ FrА = 0,83 ∙ 0,345 ∙ 16,69 = 4,78 кН;

SВ = 0,83 ∙ e ∙ FrВ = 0,83 ∙ 0,345 ∙ 26,94 = 7,71 кН;

По рекомендации [1, с.145, табл. 8,5] определяем осевые силы в каждом подшипнике:

Так как SВ > SА, Fа > SВ - SА (3,3>2,93), и

FaA = SA =4,78кН;FaB = SA+ Fa= 4,78 + 3,3=8,1 кН;

4.Определяем эквивалентную нагрузку на каждом подшипнике:

,

где V – коэффициент вращения подшипника, V=1, т.к вращается внутреннее кольцо подшипника, [1, с.144];

KБ – коэффициент безопасности условия работы машины, KБ =1,5, [1, с.146, табл. 8,6];

KТ – температурный коэффициент, KТ = 1,25 ,т.к температура масла в редукторе превышает 200 ◦С) KТ = 1,25, [3, с.135, табл. 9,5];

 Скачать реферат