Реферат: Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25
.
б.) реакция опоры В:
(4.74)
,
.
4.7.4.4 Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости
(4.75)
(4.76)
где Мг1,Мг2- изгибающие моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, от сил действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7а)
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости (смотрите рисунок 4.7г).
4.7.4.5 Определение полных реакций опор
а.) реакция опоры А:
(4.76)
б.) реакция опоры В:
(4.77)
4.7.4.6 Определение суммарных изгибающих моментов
(4.78)
(4.79)
где М1,М2- суммарные изгибающие моменты соответственно в сечениях 1 и 2, Н.мм
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (смотрите рисунок 4.7д).
4.7.4.7 Определение эквивалентных моментов
(4.80)
(4.81)
где Мv1, Мv2- эквивалентные моменты в сечениях 1 и 2 соответственно, Н.мм;
Т2- крутящий момент на валу, Т2=194,3 Н.м.
Строим эпюру эквивалентных моментов (см. рис. 4.7е).
4.7.4.8 Определение диаметра вала в опасном сечении
Опасными сечениями являются сечения 1 и 2 (см. рис. 4.7а).
(4.82)
(4.83)
где d1,d2- диаметры вала в опасных сечениях 1 и 2, мм;
[σ-1u]- предел выносливости на изгиб зубьев,
[σ1u]=106,9 МПа.
Принимаем d1=d2=38 мм, с учетом применения шлицевого соединения. Чертёж вала представлен на рисунке 4.6.
Рисунок 4.7- Расчетная схема второго вала
а- силы, действующие на вал в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости;
в- силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости;
г- эпюра моментов от сил в горизонтальной плоскости;
д- эпюра суммарных изгибающих моментов;
е- эпюра крутящего момента.
4.8 Расчет оси промежуточной передачи
Расчетная схема оси представлена на рисунке 4.8
Рисунок 4.8- Расчетная схема оси
а- силы, действующие на ось в вертикальной плоскости;
б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости.
4.8.1 Определение реакций опор
Расчет ведём только в вертикальной плоскости, так как радиальные силы равны и направлены друг против друга.
(4.84)
4.8.2 Определение изгибающего момента в сечении 1
(4.85)
где l- длина оси, принимаем l=60 мм.
4.8.3 Определение диаметра оси
(4.86)
Принимаем d=20 мм.
4.9 Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора
4.9.1 Подбор подшипников для вала-шестерни
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=40 мм;
частота вращения вала- n=580,3 мин –1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=4611,1 Н, FB=RB=1719,6 Н (см. п. 4.7.3.5);
осевая нагрузка- FA=499,5 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.9.
Рисунок 4.9- Схема нагружения вала-шестерни
4.9.1.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Так как осевая нагрузка значительно меньше радиальной, выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 408, у которых динамическая грузоподъемность- С=48500 Н, статистическая грузоподъёмность - С0=36300 Н.
4.9.1.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
(4.87)
По таблице 2.6 [13] находим l=0,19.
4.9.1.3 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок
Подбор ведём по более нагруженной опоре, то есть А.
(4.88)
где V- коэффициент вращения, принимаем V=1,0.
0,108 < l = 0,19, тогда по табл. 2.6 х=1,0; у=0.
4.9.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку
(4.89)
где кδ- коэффициент безопасности, принимаем кδ=1,3, из таблицы 2.7 [13];
кт- температурный коэффициент, принимаем кт=1,0 [13].
4.9.1.5 Определяем долговечность подшипника
(4.90)
Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.
4.9.1.6 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
(4.91)
где Р0- эквивалентная статическая нагрузка, Н;
хо,уо- коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем хо=0,6, уо=0,5 из табл. 2.6 [13].
С учетом двухкратной перегрузки:
Ро < Со=36300 Н – условие выполняется.
4.9.2 Подбор подшипников для второго вала
Исходные данные:
диаметр вала в месте посадки подшипника- d=35 мм;
частота вращения вала- n=331,6 мин –1;
суммарные реакции на опорах: FA=RA=3568,5 Н, FB=RB=4729,4 Н (см. п. 4.7.4.5);
осевая нагрузка- FA=874,2 Н;
долговечность подшипников- LH=8000…12000 часов.
Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.10.
Рисунок 4.10- Схема нагружения вала
4.9.2.1 Подбор типоразмера подшипника
Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].
Учитывая большую осевую нагрузку, назначаем радиально-упорный шарикоподшипник средней серии № 36307, для которого динамическая грузоподъемность - С=35500 Н, статистическая грузоподъёмность - С0=27400 Н.
4.9.2.2 Вычисляем параметр осевого нагружения
Находим отношение:
(4.92)
По таблице 2.6 [13] при FA/C0=0,032 интерполяцией находим l=0,226.
4.9.2.3 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
(4.93)
(4.94)
.
4.9.2.4 Вычисляем результирующие осевые нагрузки
Принимаем схему установки подшипников ‘враспор’, получаем направление осевой составляющей правого подшипника, совпадающее с направлением внешней осевой нагрузки. Поэтому правая опора будет иметь номер 1, а левая - номер 2 (смотреть рисунок 4.11).
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12
