1 Энергетический и кинематический расчет привода 4




Название1 Энергетический и кинематический расчет привода 4
страница1/2
Дата публикации17.10.2016
Размер9,76 Kb.
ТипДокументы
  1   2




CОДЕРЖАНИЕ
Введение 3

1 Энергетический и кинематический расчет привода 4

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес 6

3 Расчёт тихоходной цилиндрической передачи 8

3.1 Проектный расчёт передачи 8

3.2 Расчёт геометрических параметров 9

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость 10

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба 11

4 Расчет других передач привода 12

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи с помощью

ПЭВМ 12

5 Расчёт валов 13

5.1 Проектный расчёт валов редуктора 13

5.2 Проверочный расчёт тихоходного валового редуктора 13

6 Выбор подшипников 16

6.1 Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктор 16

7 Расчёт шпоночных соединений 18

8 Выбор муфт 20

9 Смазка редуктора 21

Список используемых источников 22

ВВЕДЕНИЕ



Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надёжности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов даёт применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от выбора схемы механизма через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах; приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, учится предвидеть новые идеи в создании машин, надёжных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

^ 1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА
Исходные данные:

Ft =12,5 кН – окружное усилие на рабочем органе;

V = 0,42 м/с – окружная скорость рабочего органа;

z = 10 – число зубьев тяговых звездочек;

p = 160 мм – шаг цепи.
Мощность , потребляемая рабочим органом:

Рр = Ft*V = 1,25*0.25 = 5,25 кВт

Мощность ,потребляемая электродвигателем:

Рэп = Рр /  =5,25/0,84 = 6,24 кВт,

где  -к.п.д. привода

 = 1*2*3*4*54 = 0,98*0,96*0,97*0,96*0,994 = 0,84;

где 1= 0,98 – к.п.д. муфты ,

2 = 0,96 – к.п.д. конической зубчатой пары передачи подшипников,

3 = 0,97 – к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи,

4 = 0,96 – к.п.д. цепной передачи,

5 = 0,99– к.п.д. одной пары подшипников качения.

Частота вращения рабочего органа

nр = 60000*V/( *D) np = 60000*0,42 / ( 3,14*517,77) = 15,49 мин-1,

где D – делительный диаметр звездочки, мм

D = p /[ sin (  / z )] = 160 / [ sin (  / 10)] =517,77 мм .

Желаемая частота вращения вала электродвигателя:

nэж = nр*u0 = 15,49*24 = 371,81 мин-1,

где nр = 15,49 мин-1 - частота вращения рабочего органа;

u0 - ориентировочное передаточное число привода.

u0 = u10*u20*u30 =2*4*3 = 24,

где u10 = 2 - ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе;

u20 = 4 - ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе,

u30 = 3 - ориентировочное передаточное число цилиндрической зубчатой передачи в закрытом корпусе.

Исходя из значений nэж и Nдв по таблице 3 [3] выбираем электродвигатель 4А160S8У3, PЭ = 7,5 кВт, а nЭ = 730 мин-1.

Передаточное число привода :

u = nЭ / nр = 730/15,49 = 2,58*4,56*4 = 47,12,

где u1 = 2,58 - передаточное число конической передачи;

u2 = 4,56 - передаточное число цилиндрической передачи;

u3 = 4 - передаточное число цепной передачи.

Частоты вращения валов привода, мин-1:

n1 = 730 мин-1,

n2 = n1/u2 = 730/2,58 = 282,95 мин-1,

n3 = n2/u3 = 282,95/4,56 = 62,05 мин-1,

n4 = n3/u1 = 62,05/4 = 15,51мин-1.

Мощности, передаваемые валами привода, кВт:

P1 = PЭп*1*5 = 6,24*0,99*0,98 = 6,05 кВт;

P2 = P1*2*5= 6,05*0,99*0,96 = 5,75 кВт;

P3 = P2*3*5 = 5,75*0,99*0,97 = 5,52 кВт;

P4 = P3*4*5 = 5,52*0,99*0,96 = 5,25 кВт,

Крутящие моменты на валах привода, Н*м

Т1 = Р1*9550/n1 = 6,05*9550/730 = 79,15 Н*м

Т2 = Р2*9550/n2 = 5,75*9550/282,95 = 194,07 Н*м

Т3 = Р3*9550/n3 = 5,52*9550/62,05 = 849,57 Н*м

Т4 = Р4*9550/n4 = 5,25*9550/15,51 = 3232,59 Н*м


  1. ^ Выбор материала и определение допускаемых напряжений

для зубчатого колеса
По таблице 8.8[2] принимаем материал шестерни и колеса Сталь 40Х.Твёрдость шестерни НВ1=260 единиц, колеса - НВ2 = 235 единиц. Термо-обработка - улучшение.

Допускаемые контактные напряжения:

Шестерни:

НР1 = 0,9*Нlim1*ZN1/SH1 = 0,9*590*0,573/1,2 = 253,68 МПа,

Колеса:

НР2 = 0,9*Нlim2*ZN2/SH2 = 0,9*540*0,6937/1,2 = 280,95 МПа,

где Нlim1 и Нlim2 -- пределы контактной выносливости определяем из таблицы П1.1[4],

Нlim1 = 2* НВ1+70 = 2*260+70 = 590 МПа;

Нlim2 = 2* НВ2+70 = 2*235+70 = 540 МПа;

ZN1 и ZN2 - коэффициенты долговечности, определяемые из таблицы П1.2[4],

ZN1 = , при NK > Nhlim ,

где Nhlim - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости

Nhlim1 = 30* НВ12,4 = 30*2602,4 = 18,75*106

Nhlim2 = 30* НВ22,4 = 30*2352,4 = 41,71*106

Nk-расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки

NK1 = 60*n1*c*t = 60*282,95*1*24120 528,23*106

NK2 = 60*n2*c*t = 60*62,05*1*24120 = 132,06*106

ZN1 = =0,573;

ZN2 = = 0,6937;

SH1=SH2=1,2 - коэффициенты запаса прочности при однородной структуре зуба;

Передачи:

НР = 0,45*( НР1+ НР2) = 0,45*(253,68+280,95) = 240,58 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба:

Шестерни:

FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1 = 445*0,44*1/2,2 = 91 МПа,

колеса:

FP2 = Flim2*YN2 *YA2/ SF2 = 411,25*0,56*1/2,2 = 104,68 МПа,

где Flim1 и Flim2 -- пределы изгибной выносливости, определяемые из таблицы П1.3 [4]:

Для Стали 40Х Flim = 1,75* НВ,

Flim1 = 1,75*260 = 455 МПа;

Flim2 = 1,75*235 = 411,25 МПа;

YA1 и YA2 - координаты, учитывающие влияния двухстороннего приложения нагрузки к шестерни и колесу. При односторонней нагрузке YA=1

YN1 и YN2 - коэффициенты долговечности определяем из таблицы П1.4[4],

YN =

YN1 = = 0,44;

YN2 = = 0,56;

6 - для зубчатых колёс с односторонней структурой материала;

Nfg - базовое число циклов перемены напряжений, NF = 4*106;

Nk - расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки,

Nk1 = NK = 528,23*106

Nk2 = NK = 132,06*106

SF1 = SF2 = 2,2 - коэффициенты запаса прочности ;


  1. ^ Расчет тихоходной зубчатой передачи


Для расчета зубчатой цилиндрической передачи используем следующие исходные данные:

N = 5,75 кВт – передаваемая шестерне мощность;

n1 = 282,95 мин-1 – частота вращения шестерни;

n20 = 62 мин-1 – желаемая частота вращения колеса ;

n2D = 1.18 мин-1 – допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой ;

t = 24120 час – число часов работы передачи за расчетный срок службы.

3.1 Проектный расчет передачи
Коэффициент нагрузки передачи К = 1,1;

Расчётный момент на шестерне Т1 = 9550*N*K / n1 = =9550*5,75*1.1/282,95 = 213,48 H*м

Предполагаемое передаточное число u0 = n1/n20 = 282,95/62 = 4,56;

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно её начального диаметра bd0 выбираем из таблицы П1.5 [4]. Для НВ<350 единиц bd0= 0,95;

Предполагаемое межосевое расстояние:

aw0 = 675*( u0+1)/2 *=

= 675*(4,56+1)/2* = 315,08мм

Желаемое межосевое расстояние аwg  аw0  315 мм;

Допустимое отклонение межосевого расстояния: 3,15 аw  31,5мм;

Предполагаемый начальный диаметр шестерни:

dw10 = 2*аwg/( u0+1)=2*315/(4,56+1) = 113,31 мм;

Предполагаемая рабочая ширина bw0 = bd0 * dw10 = 0,95*113,31 = =107,6480 мм;

Рабочая ширина bw  bw0  108 мм;

Число зубьев шестерни Z1 = 28;

Число зубьев колеса Z2 = Z1* u0 = 28*4,56 = 128;

Угол наклона линии зуба  = 9;

Предполагаемый модуль m0=2*аwg*cos/(Z1+ Z2) = 2*315*cos9/(28+128)= = 3,99 мм;

Выбираем значение модуля m из ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 4,0мм;

Коэффициенты смещения выбираются исходя из неравенств 17 Z120 и u03,5:X1 = 0,5; X2 = --0,5.

^ 3.2 Расчёт геометрических параметров
Передаточное число u = Z2/Z1 = 128/28 = 4,57;

Сумма чисел зубьев Z = Z1+Z2 = 28+128 = 156;

Частота вращения колеса n2 = n1/u = 282,95/4,57 = 61,91 мин-1;

Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой: n2R = n2-

- n20 = 61,91-62= 0.09 мин-1;

Торцовый угол профиля t = arctg (tg / cos) = arctg (tg20/cos9)=20,23;

Сумма коэффициентов смещений Х12 = 0,5-0,5 = 0;

Угол зацепления inv tw = t; invtw = tg20,23 – 3,14/180 = 0.0155

Межосевое расстояние аw=(Z*m/2*cos)*(cost/costw) = (156*4/(2*cos9))*1 = 315,89 мм;

Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого:

аR = аw - аwg = 315,89 - 315 = 0,89мм < аw =3,25мм;

Делительный диаметр шестерни d1 = m*Z1 / cos = 5*28/cos9 = 113,40мм;

Делительный диаметр колеса d2 = m*Z2/cos = 5*128/cos9 = 518,38мм;

Начальный диаметр шестерни dw1= 2*аw* Z1/Z = 2*315*28/156=113,08мм;

Начальный диаметр колеса dw2 = 2*аw* Z2/ Z= 2*315*128/156 = 516,92мм;

Основной диаметр шестерни db1 = d1*cost = 113,08*cos20,23 = 106,1мм;

Основной диаметр колеса db2 = d2*cost= 516,92*cos20,23 = 485,03мм;

Диаметр вершин зубьев шестерни da1= d1+2*m*(ha*+X1) = =113,08+2*4(1+0,5) = 125,08мм;

Диаметр вершин зубьев колеса da2= d2+2*m*(ha*+X2) = 516,92+2*4(1-0,5)= = 520,92мм;

Диаметр впадин зубьев шестерни df1= d1-2*m(hf*-X1)= 113,08-2*4(1,25-0,5) = 107,08мм;

Диаметр впадин зубьев колеса df2= d2-2*m(hf*-X2)= 516,92-2*4(1,25+0,5) = = 502,92мм;

Коэффициент наименьшего смещения шестерни

ХMIN=hi*-ha*-sin2t/(2*cos)*Z1 = 2-1- sin220,23/(2*cos9)* 28 = -0,69

Основной угол наклона b = arcsin(sin*cos) = arcsin(sin9 * cos20) = =8,45

Основной окружной шаг Pbt = *m *cost/cos = 3,14*4* cos20,23/sin9= =11,94мм;

Осевой шаг PX = *m/sin = 3,14*4/sin90 = 80,33мм;

Угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин:

a1 = arccos(db1/da1) = arccos(106,1/125,08) = 31,.98

Угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин:

a2 = arccos(db2/dô2) = arccos(485,03/520,92) = 21,39

Коэффициент торцового перекрытия:

= (Z1*tga1+ Z2*tga2 - Z*tgtw)/(2*) = (28*tg31,98+128*tg21,39 - 156*tg20,23)/(2*3,14) = 1,61

Коэффициент осевого перекрытия:=bw/PX = 108/80,33 = 1,34

Коэффициент перекрытия:  = + = 1,61+1,34 = 2,95

Средняя суммарная длина контактных линий: lmbw*/cosb  108*1,61/cos8,45  175,79 мм

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий:k = 1 – (1-n)(1-n)/(+ ) = 1 – (1-0,161)(1-0,134)/(1,61*1,34) = 0,66

Наименьшая суммарная длина контактных линий: lmin=k*lm = =0,66*175,79= 116,02;

Число зубьев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером:

Zn1,2 = Z1,2/(tgX1,2/cos2b-2*X1,2*tg/Z1,2-invt)+0,5,

где X1,2 = arccos(Z1,2*cost /(Z1,2+2*X1,2*cos));

X1 = arccos(28*cos20,23/(28+2*0,5 * cos9)) = 25;

X2 = arccos(128*cos20,23/(128-2*0,5*cos9)) = 18,98;

Zn1 = 28/3,14(tg25/cos28,45-2*0,5*tg20/28-0,0155)+0,5 = 4,49  4;

Zn2 = 128/3,14(tg18,98/cos28,45+2*0,5*tg20/128-0,0155)+0,5 =14,31  14;

Длина общей нормали шестерни и колеса:

W1,2 = [*(Zn1,2 - 0,5) +2*X1,2*tg+Z1,2*invt]*m*cos; = [3,14*(4-0,5)+2*0,5*tg20+287*0,0155]*4*cos20 = 44,33мм;

W2 = [3,14*(14-0,5) + 2*0,5*tg20 + 128*0,0155]*4*cos20 = 165,5мм;

^ 3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость
Удельная расчётная окружная сила t = Ft / bw = 3775,73/108 = 34,96 Н/мм

где Ft=2000*T1/ dw1 = 2000*213,48/113,08 = 3775,73Н - расчётная окружная сила,

Коэффициент, учитывающий норму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления: ZH = =1/cost=1/cos20,23=2,47;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z= = 0,79

Расчётные контактные напряжения:H = 190* ZH* Z* = =190*2,47*0,79= 235,12 MПа;

Необходимо выполнение следующего условия:0,7*HP  H  HP

170,81H244,01

Условие выполняется.


    1. ^ Проверочный расчёт по напряжениям изгиба


Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Z1/cos3 = 28/cos39 = 29;

Z2= Z2 / cos3 = 128/cos39 = 133;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни и колеса:

YFS1,2 = 3,47+13,2/Z1,2 - 27,9*X1,2/Z1,2+0,092*X21,2

YFS1 = 3,47+13,2/29 - 27,9*0,5/29 + 0,092*0,52 = 3,47;

YFS2 = 3,47+13,2/133+27,9*0,5/133 + 0,092*0,52 = 3,7;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y = 1-*/ 120 =

=1 – 1,34*9/120 = 0,90;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y = 2*aW*cos/(m*Z)/(*k) = 2*315*cos9/(4*156*1,61*0,66) = 0,94;

Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни:

F1=YFS1*Y*Y*t/m = 3,47*0,9*0,94*34,96/4 = 25,66 МПа;

Необходимо выполнение следующего условия: 0,25*FP1  F1  FP1,

22,75F191. Условие выполняется.

Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса:

F2=YFS2*Y*Y*t/m = 3,7*0,9*0.94*34,96/4 = 27,35 МПа;

Необходимо выполнение следующего условия: 0,25*FP2  F2  FP2

26,17F2104,68. Условие выполняется.

4 РАСЧЁТ ДРУГИХ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА
^

Привод цепного конвеера, помимо тихоходной цилиндрической передачи в корпусе редуктора, имеет быстроходную коническую зубчатую передачу.



4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи с помощью ПЭВМ


Исходные данные:

^ ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ НА ШЕСТЕРНЕ Т1 = 49,15 Н м

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ НА КОЛЕСЕ Т2 = 192,57 Н м

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ШЕСТЕРНИ n1 = 730,00мин-1

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ КОЛЕСА n2 = 285,60мин-1

^ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО u = 2,56

Расчет основных параметров передачи

РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d`m1 = 115,97мм

ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС b = 46,39мм

^ УГОЛ ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА ШЕСТЕРНИ δ`1 = 21,19

ВНЕШНЕЕ КОНУСНОЕ РАССТОЯНИЕ R`e = 183,64мм

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ d`e1 = 132,74мм

^ ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1 = 22

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2 = 57

ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО uД = 2,59

ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ВЕЛИЧИНА УГЛА ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА ШЕСТЕРНИ δ1 = 21,10,

^ ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ВЕЛИЧИНА УГЛА ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА КОЛЕСА δ2 = 68,90

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ de1 = 132,00мм

ВНЕШНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КОЛЕСА de2 = 342,00мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВЕРШИН ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ dae1 = 143,20мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВЕРШИН ЗУБЬЕВ КОЛЕСА dae2 = 346,32мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВПАДИН ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ dfe1 = 118,57мм

ВНЕШНИЙ ДИАМЕТР ВПАДИН ЗУБЬЕВ КОЛЕСА dfe2 = 336,82мм

^ ДЕЙСТВИТЕЛЬНОЕ ВНЕШНЕЕ КОНУСНОЕ РАССТОЯНИЕ Re = 183,29мм

СРЕДНИЙ МОДУЛЬ ЗАЦЕПЛЕНИЯ mm = 5,24

СРЕДНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ dm1 = 110,00мм

СРЕДНИЙ ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР КОЛЕСА dm2 = 285,00мм


5 РАСЧЕТ ВАЛОВ
5.1 Проектный расчет валов редуктора
^
Исходя из крутящих моментов на валах, конструктивно назначаем следующие диаметры валов:
− для быстроходной конической вал-шестерни (Т = 79,15 Н*м) − диаметр под муфту dм = 42мм, диаметр под подшипники dп = 60мм,
− для промежуточной цилиндрической вал-шестерни (T = 194.07 Н*м) − диаметр под коническим колесом dk = 45мм, диаметр под подшипником dп = =40мм,
− для тихоходного вала (Т = 849,57 Н*м) − диаметр под цилиндрическим колесом dk = 75мм, диаметр под подшипником dп = 70мм, диаметр под звездочку dз= = 62мм.



^ 5.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
Материал вала − сталь 45, улучшенная, σв =750 МПа σ т =450 МПа.

Оцениваем приближенно диаметр вала под колесом

П
о формулам 8.26[6] определяем силы действующие в зацеплении и исходя из конструкции вала назначаем его основные размеры:

Ft = 2000Т1 /d1 = 2000*213,48/113,08 = 3776 Н,

Fa = Ft tg = 3776*tg9 = 598 H,

Fr =Ft*tgtw = 3776*tg20,23 = 1391 H,

l = 269мм, a = 178мм, b = 91мм, с = 126мм.

Допуская радиальная нагрузка на выходном конце вала:



где T = 849,57 H*м – момент на выходном валу;

Определяем реакции на опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вертикальная плоскость:

MA = B*l + Fa*d/2 - Fr*a = 0;

B1 = (Fr*a - Fa*d/2)/l = (1391*178 - 598*518/2)/269 = 344,7 Н;

где d/2 = 518 мм – делительный радиус;

MВ = A1 *l -Fr*b –F a*d/2 = 0;

A1 = (Fr*b + Fa*d/2)/l = (13,91*91+598*518/2)/269 = 1046,3 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Y = 0; A1 + B1 - Fr = 0; 1046,3 + 344,7 – 1391 = 0; 0=0; Верно.

Горизонтальная плоскость:

MA = B2 *l - Ft*a + Fm (c + l) = 0;

B2 = (Ft*a – Fm*с)/l = (7287*126 + 3776*91)/296 = - 8201,6 Н;

MВ = A2*l - FМ*c - Ft*b = 0;

A2 = (Fm*с + Ft*b)/l = (3776*91 + 7387*126)/269 = 4690,6 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Y = 0; A2 + B2 + Fm – Ft = 4690,6 – 8201,6 + 7287 - 3776 = 0; 0=0; Верно.

Подсчитываем два предполагаемых опасных сечения (сечение I-I – под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение II – II, ослабленное галтелью)

Сечение I-I:

И
згибающий момент

Напряжения изгиба и кручения соответственно

и = МI/Wи = 885,45*103/(0,1*753) = 21 МПа,

a = T/Wp =849,57*103/(0,2*753) = 10,07 МПа.

Пределы выносливости:

-1 = 0,4*В = 0,4 * 750 = 300 МПа – при изгибе;

-1 = 0,2 *В = 0,2 * 750 = 150 МПа – при кручении;

где В – предел прочности, для стали 45 В = 750МПа.

По табл. 15.1[6] для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении: К = 1,7, К = 1,4. По графику, рис.15.5[6] (кривая 1) масштабный фактор: Кd = 0,74. По графику, рис.15.6[6] фактор шераховатости поверхности КF = 1. Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости для данной стали: =0,1; =0,05.

Амплитуда переменных составляющих циклов (a и a) и постоянные составляющие (м и м)

м = 0;

а = МI/(0,1*d3) =855,45*103/( 0.1*753) = 21 МПа;

м = a = 0,5T/(0,2*d3) = 0,5*849,57*103/(0,2*753) = 5,03 МПа;

Запасы сопротивления усталости и по кручению соответственно

S = -1/(К*а/(КFКd) + *m) = 300/(21*1,7/(1*0,67) + 0) = 6,22;

S
= -1/ (К*а/(КFКd) + *m) = 150/(5,03*1,4/(1*0,74) + 0,05*5,03) = 15,36;

Производим аналогичный расчет для сечения II

МII = Fmc = 7287*126 = 918,16*103 Н*мм;

и = МII/Wи = 918,16*103/(0,1*703) = 26,77 МПа,

a = T/Wp =849,57*103/(0,2*703) = 10,07 МПа.

S
= -1/(К*а/(КFКd) + *m) = 300/(26,77*1,85/(1*0,76) + 0) = 4,6;

S = -1/ (К*а/(КFКd) + *m) = 150/(5,03*1,4/(1*0,76) + 0,05*5,03) = 15,76;

Так как SI >SII, то делаем вывод, что больше напряжено сечение II – II.

П
роверяем статическую прочность при перегрузках (при перегрузках напряжения удваиваются, т.о. для сечения II – II и = 53,4 МПа, a = 24,76 МПа).

^ 6 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ. На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи. Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка. Для опор валов цилиндрических косозубых колёс редуктора применим шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии, так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки.



    1. ^ Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора





Реакции опор

F
a = 598 Н и направлена в сторону левой опоры.

Учитывая сравнительно не большое значение Fa назначаем шариковые подшипники средней узкой серии, тип46312К, С = 100 кН, С0 = 65,3 кН

Предварительно находим: Fa/ С0 = 598/65300 = 0,0092, в соответствии с этим по табл.16.5[6] e = 0,3.

Т.к. вращается внутреннее кольцо, то коэффициент вращения V = 1

Fa/(V* Fr) = 598/(1*8209) = 0,07 < e = 0,3

При этом Х = 1,Y = 0, по рекомендации к ф. 16.29[6] принимаем К = 1,3; К= =1.

Условная радиальная сила Pr = (X V Fr + Y Fa) K KT = 1,3 Fr = 1,3*8309 = =10671,7 Н

Эквивалентная долговечность Lhe = μH*LH = 0,25*24120 = 50000ч,

Где μH = 0,25 – коэффициент режима нагрузки, LH = 24120 – суммарное время работы.

LE = 60*10-6 n* Lhe = 60*10-6 62,05*50000 = 186,15

Д
инамическая грузоподъемность:

где a1 = a2 = 1, табл.16.3[6].

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности по ф. 16.33[6], при X0 = 0,5; Y0 = 0,35 c учетом двух кратной перегрузки

P0 = 2(X0 Fr + Y0 Fa) = 2(0,5*8209 + 0,35*598) = 8627,6 < C0 = 65300Н.

Условие соблюдается и подшипник подходит для работы в данном изделии.

^ 7 РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах.

Такие соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия СМ, а в продольном сечении шпонки напряжения среза . Для упрощения расчёта допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения СМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующих этих напряжений равно  d/2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем условие прочности в виде:

СМ = 4*Т/(h*lp*d)  [СМ],

 = 2*T/(b* lp*d)  [],

где Т – момент на валу, Н*м;

b – ширина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

[СМ] – допускаемые напряжения смятия, МПа; По рекомендациям с.91[7] [СМ] = =130…180 МПа – при среднем режиме использования редукторов. Принимаем [СМ]=170 МПа ;

[] - допускаемые напряжения среза, МПа, [] = 100 МПа;

^ Быстроходная коническая вал-шестерня. Сечение шпонки на входном конце вала:

d = 42 мм; b = 12 мм ; h = 9 мм; lp = 55 мм; Т = 79,15 Н*м;

СМ = 4*79,15*103/(9*55*42) = 15,23МПа < [СМ] = 170 МПа

 = 2*79,15*103/(12* 55*42)= 5,71 МПа < [] = 100 МПа ;

Условие выполняется.

^ Промежуточная цилиндрическая вал-шестерня. Сечение шпонки под коническим колесом вала:

d = 40 мм; b = 12 мм; h = 9 мм; lp = 60 мм; Т = 194,07 Н*м;

СМ = 4*195,07*103/(8*60*40) = 40,64 МПа < [СМ] = 170 МПа;

 = 2*195,07*103/(12* 60*40) = 13,57 МПа < [] = 100 МПа ;

Условие выполняется.

^ Тихоходный вал. Сечение шпонки под колесом вала:

d = 75 мм; b = 20 мм; h = 12 мм; lp = 98 мм; Т = 849,57 Н*м;

СМ = 4*849,57*103/(12*98*75) = 38,53 МПа  [СМ] = 170 МПа;

 = 2*849,57*103/(20*98*75) = 11,56 МПа  [] = 100 МПа;

Условие выполняется.

Сечение шпонки на выходном конце вала:

d = 62 мм; b = 18 мм ; h = 12 мм; lp = 82 мм; Т = 849,57 Н*м;

СМ = 4*849,57*103/(12*82*62) = 55,7 МПа < [СМ] = 170 МПа;

 = 2*849,57*103/(18*82*62) = 18,57 МПа < [] = 100 МПа;

Условие выполняется.
  1   2

Похожие:

1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon1 Энергетический и кинематический расчет привода
Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 iconКурсовая работа по дисциплине «Гидравлические машины и гидропривод»
Проверочный расчет гидросистемы с определением потерь давления в гидролиниях; расчет кпд привода стр. 10
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 iconВыбор двигателя и расчет клиноременной передачи для привода вентилятора

1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon1 кинематический расчёт проекта
Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт
От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации...
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 iconЗадача Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору...
Задача Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору привода конвейера. Мощность электродвигателя P1, угловая...
1 Энергетический и кинематический расчет привода 4 icon3 расчет монолитного участка му-1
В соответствии с заданием произвести расчет и конструирование монолитного участка (му-1) из бетона в-15. Расчет осуществляется в...
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
dopoln.ru
Главная страница