Проект четырехкоординатного прецизионного многоцелевого станка горизонтальной компоновки

, (2.58)

где C =;

-крутящий момент на i-ом валу, Н.м.

Диаметр вала под подшипник на первом валу d1, мм, вычисляется по формуле:

ight=52 src="images/referats/8285/image148.png">мм

Принимаем d1 = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник на втором валу d2, мм, вычисляется по формуле:

мм

Принимаем d2 = 40 мм.

Расчет подшипников качения выполнен с использованием программы

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

2.6 Расчет сечения сплошного вала

2.6.1 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 по формуле (2.58). [4]

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

2.6.2 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:

, (2.59)

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.

, (2.60)

, (2.61)

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 σa, МПа, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу, тогда:

, (2.62)

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

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

Для круглого сечения вала W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.63)

Для круглого сечения со шпоночной канавкой W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.64)

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

Для сечения вала со шлицами W, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.65)

где x– коэффициент, учитывающий серию шлицев,

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 τa, МПа, наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл – от нулевой:

, (2.66)

где Wк – момент сопротивления вала при кручении, мм3.

Для круглого сечения вала Wk, мм3, вычисляется по формуле:

, (2.67)

Для сечения вала со шпоночной, канавкой Wk, мм3:

(2.68)

Для сечения вала со шлицами Wk, мм3:

(2.69)

2.6.3 Расчет на прочность шпонок и шлицевых соединений

Условие прочности по смятию для призматической шпонки σсм, МПа, имеет вид:

, (2.70)

где z – число шпонок, шт;

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 tср, МПа:

, (2.71)

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

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

, (2.72)

где y = 0,7¸0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

z – число зубьев, шт;

l– рабочая длина зуба вдоль оси вала, мм;

h – рабочая высота контактирующих зубьев в радиальном направлении, мм;

rср. – средний радиус, мм.

Расчет сечения сплошного вала выполнен с использованием программы

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

2.7 Расчет потерь на трение в подшипниках качения валов

Сопротивление вращению в подшипниках качения складываются из следующих составляющих:

- гистерезисные потери при циклической упругой деформации сжатия материала тел качения и беговых дорожек в точках контакта;

- проскальзывание тел качения относительно беговых дорожек, вызванное сдвиговой деформацией материала в точках контакта;

- скольжение тел качения относительно беговых дорожек при нарушении качения в результате сдвигов и перекосов обойм подшипника под нагрузкой;

- трение тел качения о сепаратор и (в подшипниках с центрированным сепаратором) трение сепаратора об обоймы;

- выдавливание и вязкий сдвиг масла в точках контакта;

- завихрение и разбрызгивание смазочного материала смазочного масла, соприкасающегося с подшипником.

Основными потерями в подшипниках являются потери на трение, которые определяются моментом трения.

Потеря мощности Рmp, Вт, обусловленная потерями на трение в подшипнике определяется по формуле:

, (2.73)

где n – частота вращения вала, об/мин .

Расчет потерь на трение в подшипниках выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Д.

 Скачать реферат