1455

Расчет привода и его составляющих

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет червячной передачи. Выбор материала червяка и колеса. Расчет цепной передачи. Размеры пружины. Расчёт тихоходного вала. Проверка на статическую прочность. Проверка на усталостную прочность. Смазка редуктора.

Русский

2013-01-06

150.5 KB

7 чел.

9

Общий расчет привода

Сила на барабане: Ft = F1 F2 = 7,1 – 5,2 = 1,9 кН

Мощность на барабане: P = FtV /ηп = 1,9∙1,1 / 0,99 = 2,11 кВт, где ηп = 0,99-КПД подшипников приводного вала.

Потребная мощность двигателя: Pдв.треб. = P /ηобщ

Общий КПД привода: ηм ηч.п.ηц.п. ,где ηм – КПД муфты, ηч.п. – КПД червячной передачи, ηц.п. – КПД цепной передачи ( см. П.Ф. Дунаев).

ηм = 0,98 , ηч.п. = 0,8 , ηц.п. = 0,94

ηобщ =  0,737 ;  Pдв.треб. = 2,11 / 0,737  = 2,86 кВт

Частота вращения приводного вала: n = 60∙V / πD = 60∙1,1 / π∙1,2 = 17,5 об / мин

Выбор двигателя ( табл. 24.8 там же)

Общее передаточное число: Uобщ = nдв / n

Двигатель

nдв , об / мин

Uобщ

100S4

1435

82

112МА6

955

54,6

112MB8

700

40

Окончательно выбираем двигатель 4А112МВ8

Pдв = 3 кВт, nдв = 700 об / мин, dдв = 32 мм

Разбивка передаточного отношения Uобщ = 40

Uц.п. = 1,5… 4 (табл.1.2)

Uред = Uобщ / Uц.п. = 10…26,6  , принимаем Uред = 16 ; Uц.п. = Uобщ / Uред = 2,5

Частоты вращения валов: n1(nдв) = 700 об / мин

           n2 = 700 об / мин

                                            n3 = n2 / Uред = 43,75 об / мин

           n4 = n3 / Uц.п. = 17,5 об / мин

Мощности на валах: P1 = Pдв.треб. = 2,86 кВт

  P2 = P1ηм = 2,80 кВт

  P3 = P2ηч.п. = 2,24 кВт

  P4 = P3ηц.п. = 2,11 кВт

Вращающие моменты на валах: T1 = 9550∙P1 / n1 = 39,0 Н∙м

          T2 = 9550∙P2 / n2 = 38,2 Н∙м

          T3 = 9550∙P3 / n3 = 489,0 Н∙м

          T4 = 9550∙P4 / n4 = 1151,5 Н∙м

Сводная таблица мощностей и крутящих моментов.

Номер вала

1(двигатель)

2(входной)

3(выходной)

4(барабан)

Тип передачи

муфта

червячная

цепная

КПД

0,98

0,8

0,94

Передаточное число

1

16

2,5

Мощность, кВт

2,8 6

2,80

2,24

2,11

Частота вращения,

об / мин

700

700

43,75

17,5

Крутящий момент,

Нм

39,0

38,2

489,0

1151,5

Диаметр вала минимальный, мм

dдв = 32

(7…8)∙3√  T = 25

(5…6)∙3√  T = 43

Расчет червячной передачи

U = 16, T1 = 38,2 Н∙м, T2 = 489 Н∙м, n1 = 700 об / мин, n2 = 43,75 об / мин, Pдв = 3 кВт

Z1 = 2 (U = 16 ) – число заходов червяка

Z2 = Z1U = 32 - число зубьев колеса

Выбираем профиль червяка: ZI

Выбор материала червяка (табл. 1) и колеса.

Скорость скольжения: Vск = 4,5·10-4n13T2 = 2,482 м /c

Червяк: сталь 20Х, цементация, шлифование, полирование, HRC 56…63

Колесо: БрА9ЖЗЛ, ГОСТ 483-79, литье в песчаные формы, σВ2 = 392…490 МПа, σT2 =196…343 МПа,

HB2 = 110, E2 = (0,88…1,14)∙105 МПа, ν2 = 0,35

Предварительный КПД: - приведенный коэффициент трения, = tgφ΄, φ΄= (3…3,5) – 0,92∙lnVск =

= 3,5 – 0,92∙ln 2,482 = 2,664° - приведенный угол трения; = 0,047, η = 0,98 / (1 + 0,25∙ U) = 0,826

Мощность на червяке: P = T2n2 / 9550∙η = 2,71 кВт

Коэффициент диаметра червяка: qmin = 0,212∙Z2 = 6,784; q = 0,25∙Z2 = 8, округляем до ближайшего стандартного: q = 8

Коэффициент нагрузки: k = kβkV

kβ = 1 + (Z2 /θ)3∙(1 – νср) – коэффициент неравномерности распределения нагрузки

θ = 9∙(q – 4)∙(1 + 1 / Z1) = 9∙(8 – 4)∙(1 + 1 / 2) = 54 - коэффициент деформации червяка

νср = 1∙0,3 + 0,2∙0,7 = 0,44  - из блока нагружения в задании

kβ = 1,11

kV = 0,3 +0,1∙nт + 0,02∙Vск - коэффициент динамической нагрузки

nт = 8 (табл. 2, Vск = 2,664 м / с) – степень точности

kV = 0,3 + 0,1∙8 + 0,02∙2,664 = 1,15; k = kβkV = 1,28

Допускаемые контактные напряжения.

Материал – безоловянная бронза: [σH] = [σ]H0v

[σ]H0 = 300 МПа – исходное допускаемое напряжение

v = 1 - 0,085∙Vск = 1 - 0,085∙2,664 = 0,774 - коэффициент учитывающий заедание

[σH] = 232 МПа

Определение межосевого расстояния: aw =625∙3kT2 / [σH]2   = 142 мм

Принимаем по ГОСТ 2144-75 aw = 140 мм

Расчетный модуль: m = 2∙aw / (Z2 + q) = 6,36 мм, по табл. 4 m = 6,3 мм

Окончательный выбор: q = 2∙aw / mZ2 ± 2 = 8,44 ± 2

q = 12,5, m = 6,3 мм

Коэффициент смещения червяка: x = aw / m – 0,5∙(q + Z2) = -0,028

Параметры червяка

Делительный диаметр: d1 = mq = 78,75 мм

Начальный диаметр: dw1 = m∙(q + 2∙x) = 78,4 мм

Диаметр вершин: da1 = m∙(q + 2) = 91,35 мм (ГОСТ 19650-74)

Диаметр впадин: df1 = m∙(q – 2 – 0,4∙cosγ) = 63,66 мм

Делительный угол подъема: γ = arctg(Z1 / q) = 9,090° = 9°05΄25˝

Начальный угол подъема: γw = arctg(Z1 / (q + 2∙x)) = 9,130°

Основной угол подъема: γв = arccos(cosαпcosγ) = 21,892°

αп = 20°- ГОСТ 19036-81

Длина нарезанной части: b1 ≥ (c1 + c2Z2)∙m = 82 мм

c1 = 11, c2 = 0,06 (табл. 7)

Параметры колеса

Ширина венца: b2 ≤ 0,75∙da1 = 69 мм

Условный угол обхвата: 2δ = 2∙arcsin(b2 / (da1 – 0,5∙m)) = 103°

Делительный диаметр: d2 = mZ2 = 201,6 мм

Начальный диаметр: dw2 = d2 = 201,6 мм

Диаметр вершин: da2 = d2 + 2∙m∙(1 + x) = 213,85 мм

Диаметр впадин: df2 = d2 – 2∙m∙(1 + 0,2∙cosγ + x) = 186,86 мм

Наибольший диаметр: daм2 = da2 + 6∙m / (Z1 + 2) = 223,3 мм

Определение скоростей: V1 = πdw1n1 / 60∙103 = π∙78,4∙700 / 60∙103 = 2,874 м / с – на червяке

                                         V2 = πdw2n2 / 60∙103 = 0,462 м / с – на начальной окружности колеса

Vск = V1 / cosγw = 2,911 м / с

Уточнение КПД: φ΄= 3,5 – 0,92∙ln = 2,517°; ηзац = tgγw / tg(γw + φ΄) = 0,78

ηр = 0,98 – потери на разбрызгивание масла

η = ηзацηр = 0,98∙0,78 = 0,764

Момент на червяке: T1 = T2 / U∙η = 489 / 16∙0,764 = 40,0 Н∙м

Мощность на червяке: P1 = T1n1 / 9550 = 40,0∙700 / 9550 = 2,93 кВт

Силы в зацеплении: Ft2 = Fx1 = 2∙103T2 /dw2 = 4851 H

             Ft1 = Fx2 = 2∙103T1 /dw1 = 1020 H

             FR = Ft2tgαп = 1766 Н

Проверка прочности по контактным напряжениям.

Zм = √2∙E1E2 / π∙[(1 – ν12)∙ E2 +(1 – ν22)∙ E1]    = √2∙2,06∙105∙1∙105/ π∙[(1 – 0,32)∙1∙105 + (1 – 0,352)∙2,06∙105] =

= 220 МПа0,5 – коэффициент механических свойств

ZH = √cos2γw / cosαпsinγвcosγ = 1,68 - коэффициент формы рабочих поверхностей

Zε = 1 / √εαkε  , где kε = 0,75, εα = 1,95 – 3,9 / Z2 = 1,84; Zε = 0,85 - коэффициент суммарной длины

контактных линий.

Zδ = √360 / 2∙δ  = 1,87 - коэффициент угла обхвата

Уточняем коэффициенты: θ = 115, kβ = 1,01, kv = 0,3 + 0,1∙8 + 0,02∙2,911 = 1,16, k = 1,17

v = 1 – 0,085∙2,911 = 0,752, [σH] = 300∙0,752 = 226 МПа

σH = (ZмZHZεZδ∙25,2∙√kT2 /dw1 ) /d2 = 198 МПа ≤ [σH]

Проверка прочности по изгибным напряжениям

Yε = cosγw / εαkε = 0,72

Yδ = 360 / 2∙δ = 3,5

Yγ = 1 – γ / 140 = 0,94

YF = 1,89 - коэффициент формы зуба (рис. 3, Zv2 = Z2 / cos3γ = 33, x = -0,028 )

σF = YεYδYγYFFt2k / πdw1m = 16 МПа

Допускаемые напряжения: σFO = 0,14∙σВ2 + 0,44∙σT2 = 0,14∙400 + 0,44∙300 = 188 МПа – условный базо-

вый предел прочности при NFO = 106

SF = 1,75 – коэффициент безопасности

kFL = 9NFO / NFE  - коэффициент долговечности

μ9 = 19∙0,3 + 0,29∙0,7 = 0,3 - коэффициент режима работы

NΣ = 60∙n2Lh = 60∙43,75∙8∙103 = 2,1∙107, NFE = NΣ∙μ9 = 6,3∙107

kFL = 9√106 / 6,3∙107 = 0,63; 0,54 < kFL < 1,1; [σF] = σFOkFL / SF = 68 МПа

σF = 16 МПа < [σF] – условие прочности выполняется

Проверка тела червяка на прочность и жесткость.

Изгибающий момент: Mи = √[(Ft2dw2 + FRL) / 4]2 + (Ft1L / 4)2  = 337 Н∙м

L = 200 мм – расстояние между опорами

σи = Mи / Wи = Mи / 0,1∙df13 = 337 / 0,1∙0,063663 = 13 МПа – напряжение изгиба

σсж = 4∙Ft2 / πdf12 ≈ 2  МПа – напряжение растяжения – сжатия

τкр = T1 / Wρ = T1 / 0,2∙df13 ≈ 1 МПа – напряжение кручения

σэкв = √(σи + σсж)2 + 3∙τкр2  = 14 МПа

Прогиб червяка: y = L3∙√Ft12 + FR2  / 48∙EI, где I = πdf14∙(0,4 + 0,6∙da1 / df1) / 64 = 1,02∙10-6 м4 – момент

инерции сечения

y = 1,62∙10-6 м

Допускаемые [σ]-1 = σ-1 / [n-1]∙kσD

σ-1 = 0,43∙σв1 = 0,43∙600 = 258 МПа – предел выносливости при симметричном цикле

[n-1] = 1,5…2 – запас прочности

kσD = (kσ / εσ + 1 / β – 1) / βупр – коэффициент концентрации напряжений

kσ = 1,95 (табл. 12), εσ = 0,81 (табл. 10), β = 1 (табл. 11), βупр = 1,7

[σ]-1 = 258 / 2∙1,42 = 91 МПа, kσD = 1,42

σэкв = 14 МПа ≤ [σ]-1

Допускаемый прогиб: [y] = (0,005…0,01)∙m = 3,15∙10-5…6,3∙10-5 м; y = 1,62∙10-6 м < [y]

Тепловой расчет: [t] = 80…90°C – допускаемая температура (стр. 30)

A ≈ 20∙aw2 = 0,392 м2 – свободная площадь

k = 8,5…17,5 Вт / м2∙град – коэффициент теплоотдачи

Ψ = 0,2…0,3 – коэффициент теплоотдачи в фундамент

t = t0 + P1∙103∙(1 – η) / kA∙(1 + Ψ) = 20 + 2,93∙103∙0,236 / 17,5∙0,392∙1,3 = 97°C > [t] – условие не выполняется, требуется оребрение корпуса.

Расчет цепной передачи .

U = 2,11 , T = 489 Н·м, n = 43,75 об / мин – см. сводную таблицу моментов.

Число зубьев малой звездочки: Z1 = 29 – 2·U = 29 – 2·2,11 = 24,04. Принимаем Z1 = 25 в соответствии с рекомендациями на стр. 6.

Число зубьев большой звездочки: Z2 = Z1·U = 25·2,11 = 62

Фактическое передаточное отношение: Uф = Z2 / Z1 = 2,12

Корректирующий коэффициент: k = kд·kк·kс·kр / kz

kд = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки (табл. 3), kz = 1 + 0,01·(Z1 – 17) = 1,08 – коэффициент влияния числа зубьев малой звездочки, kс = 1,25 – 2-х сменная работа.

kр= Σ(ti / tдл)·(Ti / T1) = 0,3·1 + 0,7∙0,2 = 0,44

kр – коэффициент режима работы, kк = k1·k2·k3·k4 = 1,25·1·1·1,5 = 1,87 – коэффициент, учитывающий конструктивные особенности передачи, где k1 = 1,25 – без регулировки межосевого расстояния, k2 = 1 – межосевое расстояние оптимальное, k3 = 1 – учитывает угол наклона передачи (ψ = 30°), k4 = 1,5 – смазка периодическая.

k = 1,3·1,87·1,25·0,44 / 1,08 = 1,24

Допускаемое давление [p] = 35 МПа

Шаг цепи (m – число рядов): при m = 1, t ≥ 28·3T·k / [pZ1·m·km = 19,6 мм, где km = 1

Принимаем цепь роликовую ПР – 25,4 – 6000 ГОСТ 13568 – 75: t = 25,4 мм – шаг, d1 = 15,88 мм – диаметр ролика, d = 7,95 мм - диаметр валика, b = 22,61 мм – ширина внутреннего звена, Q = 60 кН – разрушающая нагрузка, q = 2,57 кг – масса одного метра цепи, Bвн = 15,88 мм – расстояние между внутренними пластинами.

Межосевое расстояние (предварительно): a = (30…50)·t = 30·25,4 = 762 мм

Число звеньев цепи: Zц = (Z1 + Z2) / 2 + 2·a / t  + [(Z2Z1) / 2·π]2·t / a = 104,7, принимаем Zц = 105

Расчётное межосевое расстояние: a = t·[(Zц – (Z1 + Z2) / 2) + √(Zц – (Z1 + Z2) / 2)2 – 8·((Z2Z1) / 2·π)2 ] /4=

= 766 мм

Скорость цепи: V = Z1·n·t / 6·104 = 25·59,4·25,4 / 6·104 = 0,63 м / с

Стрела предварительного провисания: f1 = f2 = 11,4·√0,7663  ·cos30° = 7 мм, где la

Делительные диаметры звёздочек: dд1 = t / sin(180 / Z1) = 202,66 мм

    dд2 = t / sin(180 / Z2) = 501,49 мм

Диаметры вершин звёздочек: De1 = t·(0,5 + ctg(180 / Z1)) = 213,76 мм

      Dе2 = t·(0,5 + ctg(180 / Z2)) = 513,55 мм

Радиус впадин: r = 0,5025·d1 + 0,05 = 8,03 мм

Диаметры окружностей впадин: Df1 = dд1 – 2·r = 186,60 мм

           Df2 = dд2 – 2·r = 485,43 мм

Диаметр обода: Dо1 = De1 – 1,8·t = 168,04 мм

     Dо2 = De2 – 1,8·t = 467,83 мм

Ширина зуба звездочек: b1 = 0,93·Bвн – 0,15 = 14,62 мм

Проверка давления в шарнире цепи: p = 6,28·103·T·k / Z1·t·b·d·m·km = 15 МПа < [p] = 35 МПа

Усилие в ветвях (Ψ ≈ 30° - угол наклона линии центров звёздочек).

Ведущая ветвь верхняя: F = 2·T / dд1 = 2·489 / 202,66·10-3 = 2047 Н – окружное усилие

Fq = q·l2·g·cosΨ / 8·f = 2,57·0,7662·10·0,87 / 8·0,007 = 234 Н, где la, g = 10 м / с2

Fц = q·V2 = 1 Н – центробежная нагрузка               F1

F2 = Fq + Fц = 235 Н – ведомая ветвь                                          α  

F1 = F2 + F = 2282 Н – ведущая ветвь

Нагрузка на ведущий вал передачи.

Δ = 0,5·(dд2 – dд1) = 149 мм, α = arcsin(Δ / a) = 11°

Fверт = F1·sin(Ψ + α) + F2·sin(Ψ – α) = 1574 Н

Fгор = F1·cos(Ψ + α) + F2·cos(Ψ – α) = 1944 Н               Ψ                             Ft            Fверт                Fгор

          α

        F2

           зубчатое колесо

               звёздочка

Выбор упругой муфты на входном валу редуктора.

T = 39 Н·м, dдв = 32 мм, k = Tmax / Tдл = 1,8 – из каталога двигателя, Tmax = T·k = 30 Н·м

Выбираем муфту типа МУВП - 28 ГОСТ 21424 – 75: Tmax = 130 Н·м, Dmax = 120 мм, Lmax = 125 мм – габариты; R = 40 мм – радиус расположения пальцев, Z = 4 - число пальцев, dп = 14 мм – диаметр пальцев, lвт = 28 мм – длина втулок, с = 2 мм – зазор между полумуфтами.

Проверка пальцев на изгиб: σи = Tmax·(c + 0,5·lвт) / Z·R·0,1·dп3 = 11 МПа < [σи] = 160 МПа – сталь 45

Проверка втулок на смятие: σсм = Tmax / Z·R·dп·lвт = 0,48 МПа < [σсм] = 2 МПа – для резиновой смеси 3826С.

Консольная нагрузка на валу: Fм = (0,4…0,7)·T / 2·R = 144 H

Расчёт предохранительной муфты на выходном валу редуктора.

T = 489 Н·м, n = 43,8 об / мин

Расчётный вращающий момент при коэффициенте запаса β = 1,7: β·T = 1,7·489 = 831 Н·м

Минимальный диаметр вала под шлицевую втулку: d2 = 3T·103 / 0,2·[τ0] = 3√   207,4·103 / 0,2·50  = 27 мм

Наружный диаметр шлицевой втулки: d3 = (1,5…1,8)·dв = 80 мм

Выбираем по ГОСТ 1139 – 80 прямобочные шлицы: b-8×72×82 H7/d11×12 D9/h8 с числом зубьев Zш = 8

Размеры поверхностей трения: dd3 + (3…5) = 90 мм – внутренний

                                                    D = 180 мм, условие D ≤ 2·d выполнено

Диаметр трения: dт ≈ 0,5·(D + d) = 135 мм

Скорость скольжения пар трения: Vск = π·dт·n / 60·103 = π·135·59,4 / 60·103 = 0,42 м / с < Vскmin = 1 м / с

По табл. 1 выбираем материалы фрикционных пар: асбофрикционная накладка по стали, [p0] =

= 0,2…0,3 МПа, f = 0,3…0,4

Расчётное допускаемое давление: [p] = [p03√2,5 / Vск  = 0,5 МПа

Необходимое число пар трения: Z = 12·β·T·103 / π·[pf·(D3d3) = 3,8 , принимаем Z = 4

Толщина стального внутреннего среднего диска: Δ1 = 2·β·T·0,5·103 / ξ·dср·h·Zш·[σсм] = 1,9 мм , принимаем Δ1 = Δ2 = 2 мм

ξ = 0,7…0,9 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по зубьям шлицевого соединения, dср = 77 мм – средний диаметр шлицевого соединения, h = 5 мм – высота зуба, [σсм] = 80…120 МПа

Расчёт соединения наружного диска и корпуса муфты: h = 6 мм – высота зуба, dср = D + (10…15) =

= 192 мм

Zш = 0,5·2·β·T·103 / ξ·dср·h·Δ2·[σсм] = 3,82 , принимаем Zш = 4

Тепловой расчёт муфты ( для среднего внутреннего диска).

Масса диска: mд = π·(D2d2)·Δ1·ρ / 4 = π·(1802 – 902)·2·7,8·10-6 / 4 = 0,298 кг

ρ = 7,8·10-6 кг / мм3 – плотность стали

Угловая скорость скольжения: ω = π·n / 30 = π·59,4 / 30 = 6,22 рад / c

X = / Z = 2 /4 = 0,5 – коэффициент распределения тепла по нагреваемым элементам ( = 2 – число пар трения диска)

Допустимое время буксования: tб = с·mд·(θmax – θ0) / X·β·T·ω = 480·0,298·200 / 0,5·353·6,22 = 16 с

с = 480 Дж / кг·град – массовая теплоёмкость стали, θmax = 220°С – максимальная температура нагрева,

θ0 = 20°С – начальная температура.

Расчёт пружин.

Осевая сила сжатия: Fx = 2·β·T·103 / dт·f·Z = 3152 Н

dт = 2·(D3d3) / 3·(D2d2) = 140 мм – диаметр трения. В муфте Z1 = 4 пружин, расположенных периферийно. Материал – сталь 60С2, [τ] = 750 МПа, G = 8·104 МПа, λ = 10 мм – осадка пружины (при регулировке). При осадке λ сила на пружине F = Fx / Z1 = 788 Н, с = D0 /d = 5 – индекс пружины.

Диаметр проволоки: d = 1,6·√(c + 1,45)·F / [τ] =1,6·√ 6,45·788 /750  = 7 мм

Размеры пружины

Средний диаметр: D0 = c·d = 35 мм

Наружный диаметр: Da = D0 + d = 42 мм

Внутренний диаметр: Df = D0d = 27 мм

Число рабочих витков: i = G·d·λ / 8·c3·F = 4

Полное число витков: i0 = i + 1…2 = 6

Шаг: p = d + (1,1…1,2)·λ / i = 10 мм

Длина при полном сжатии пружины: Hпр = (i0 – 0,5)·d = 39 мм

Длина свободной пружины: H0 = Hпр + (pdi = 51 мм

Расчёт тихоходного вала.

Эпюры крутящих и изгибающих моментов см. в конце этой записки.

T = 489 Н·м, n = 43,8 об / мин, kFL = 1, Lh = 8·103 часов, dw = 201,6 мм, d = 60 мм – диаметр вала под колесом.

Вал установлен на подшипниках 7211: d = 55 мм, D = 100 мм, B = 21 мм, Cr = 42,7 кН, Сor = 33,4 кН, Материал вала – сталь 45: σв = 700 МПа, σт = 500 МПа, σ-1 = 320 МПа, τ-1 = 170 МПа, ψσ = 0,1, ψτ = 0

Линейные размеры взяты из компоновки, с учётом смещения внутрь точки приложения реакции от наружного торца подшипника на величину h = 0,5∙B + 0,25∙(D + d)∙tg α = 19 мм

Расчётная схема: вращающиеся нагрузки от предохранительнойной муфты незначительны.

невращающиеся нагрузки (от червячного колеса и малой звёздочки): Ft = 2058 H, FR = 749 H, Fx=653 H, М = 0,5·Fx·dw = 66 Н·м, Fверт = 1574 Н, Fгор = 1944 Н

Опасное сечение над опорой 2: Tк = 489 Н·м, Мизг = √Мв2 + Мг2 = 230 Н·м – из эпюр, d = 45 мм.

Напряжения: σ = Мизг / Wизг = 25 МПа, τ = Tк / Wк = 11 МПа

Wизг = 0,1·d3 = 9,11·10-6 м3, Wк = 0,2·d3 = 18,22·10-6 м3 – моменты сопротивления.

Проверка на статическую прочность

k = Tmax / Tдл = 1,8 – коэффициент перегрузки

Коэффициент запаса: nтσ = σт / k·σ = 500 / 1,8·25 = 11, nтτ = τт / k·τ = 350 / 1,8·11 = 18

                                     nт = = 9 > [nт] = 2…2,5

Проверка на усталостную прочность

Концентраторы: галтель, посадка с натягом (подшипник).

Для галтели kσ = 2, kτ = 1,6 (σв = 700 МПа, t / r = 3, r / d = 0,01), kd = 0,8  kσ / kd = 2,5, kτ / kd = 2

Для посадки с натягом: kσ / kd = 3,05, kτ / kd = 2,35  посадка с натягом наиболее опасный концентратор.

Коэффициенты: kσD = (kσ / kd + 1 / kF – 1) / kV = 2,6

                            kτD = (kτ / kd + 1 / kF – 1) / kV = 2,0

1 / kF = 1,1 (σв == 700 МПа, Ra = 0,8 мкм); kV = 1,2 (термообработка ТВЧ)

Амплитудное значение: σa = σ = 25 МПа, τа = τm = τ /2 = 5,5 МПа

Среднее значение: σm = 0

Коэффициент долговечности: kд = 1 / kFL = 1  σaE = σa·kд = 25 МПа, τаЕ = τа·kд = 5,5 МПа – приведенное значение

Коэффициент запаса: nσ = σ-1 / (kσD·σaE + ψσ·σm) = 320 / 2,6·25 = 5

                                     nτ = τ-1 / (kτD·τaE + ψτ·τm) = 170 / 2·5,5 = 15

n = nσ·nτ / √ nσ2 + nτ2  = 4,7 > [n] = n1·n2·n3 = 1·1,5·1,25 = 1,8 (n1 – учитывает точность расчёта, n2 – учитывает уровень технологии, n3 – учитывает ответственность детали)

Опасное сечение под правым зубчатым колесом: d = 60 мм, шпонка 14×9  Wизг = 10,65·10-6 м3

                                                                                                                                     Wк = 22,9·10-6 м3

Опасный концентратор – посадка с натягом: kσ / kd = 3,65,  kτ / kd = 2,6

Изгибающий и крутящий моменты: Tк = 489 Н·м, Мизг = √ 832 +272   = 87 Н·м

Напряжения: σ = 87 / 10,65 = 8 МПа,  τ = 489 / 22,9 = 9 МПа

σaE = σ·kд = 8 МПа, τаЕ = τ·kд / 2 = 4,5 МПа; σm = 0, τm = τ /2 = 4,5 МПа

Коэффициент запаса: kσD = (3,65 + 1,1 – 1) / 1,2 = 3,1, kτD = (2,62 + 1,1 – 1) / 1,2 = 2,3

nσ = 320 / 3,1·8 = 13, nτ = 170 / 2,3·4,5 = 16, n = nσ·nτ / √ nσ2 + nτ2  = 10 > 1,8

Расчёт шпонок на смятие.

На валу установлены шпонки: b×h = 14×9, l = 45 мм (червячное колесо), d = 60 мм, lр = lb = 31 мм

                                                    b×h = 12×8, l = 63 мм (муфта), d = 50 мм, lр = lb = 51 мм

σсм = 2·103·Т / d·(ht1lр ≤ [σсм] = 120…150 МПа

σсм = 2·103·489 / 60·3,5·31 = 76 МПа

σсм = 2·103·489 / 50·3·51 = 68 МПа

Расчёт подшипников (методические указания № 1015).

Реакции на опорах: R1 = √x12 + y12   = 1422 Н

                                 R2 = √x22 + y22  = 5763 Н

Подшипники установлены по схеме “враспор”.

e = 0,41, α = 14˚- угол контакта, x = 0,4, Y = 1,45                                                                                         

                                                                       Fа1               Fx            Fа2

                                                                                                        

                                                                   1                                                   2  

                                                                          

                                                             Fе1                                                    Fе2        

Fe1 = 0,83∙eR1 = 484 H, Fe2 = 0,83∙eR2 = 1961 H

Опора 1: Σ(Fx ; Fe) = - Fx + Fe2 - Fe1 = 824 H

               Σ(Fx ; Fe) > 0 Fa1 = Fe2 - Fx = 1308 H

Опора 2: Σ(Fx ; Fe) = Fx - Fe2 + Fe1 = - 824 H

               Σ(Fx ; Fe) < 0 Fa2 = Fe2 = 1961 Н

Fa1 / V·R1 > e

FR1 = (X·V·R1 + Y·Fa1)·kб·kт·kЕ = 1982 Н

Fa2 / V·R2 < e

FR2 = V·R2·kб·kт·kЕ = 4633 Н

V = 1 – внутреннее кольцо вращается

kб = 1,2 – коэффициент безопасности

kт = 1 – температурный коэффициент

μ3 = 0,3056 - из блока нагружения в задании.

kE = 3μ3  = 0,67 - коэффициент долговечности

Требуемая грузоподъёмность (расчёт по опоре 2 ): Cтр = FR2·(60·Lh·n / 106)0,3 =

= 4633·(60·8·103·43,8 / 106)0,3 = 13,5 кН < Cr = 42,7 кН

Расчёт быстроходного вала.

Эпюры крутящих и изгибающих моментов см. в конце этой записки.

Т = 38 Н·м, n = 700 об / мин, kFL = 1, Lh = 8·103 часов, dw = 78,4 мм

Вал установлен на подшипниках 7308: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, Cr = 40 кН, Сor = 29,9 кН

Материал вала – сталь 20Х: σв = 650 МПа, σт = 400 МПа, τт = 240 МПа, σ-1 = 300 МПа, τ-1 = 160 МПа,   ψσ = 0,1, ψτ = 0,05

Расчётная схема: Ft = 653 H, FR = 749 H, Fx = 2058 H (невращающиеся нагрузки), М = 0,5·Fx·dw =

= 49 Н·м, Fм = 144 Н – консольная нагрузка на муфте (вращающаяся нагрузка).

Опасное сечение – впадины червяка: df = 35,36 мм

Ми = √Мв2 + Мг2  + Мм = 72 Н·м, Тк = 38 Н·м, Wизг = 0,1·df3 = 4,42·10-6 м3, Wк = 0,2·df3 = 8,84·10-6 м3 – моменты сопротивления.

Напряжения: σ = Мизг / Wизг = 16 МПа, τ = Tк / Wк ≈ 2 МПа

Т. к. напряжения невысокие, то проверку на прочность не делаем.

Расчёт шпонки на смятие.

На валу установлена шпонка: b×h = 8×7, l = 32 мм, d = 25 мм, lр = lb = 24 мм

σсм = 2·103·Т / d·(ht1lр ≤ [σсм] = 120…150 МПа

σсм = 2·103·38 / 25·3·24 = 18 МПа

Расчёт подшипников (методические указания № 1015).

Реакции на опорах: R1 = √x12 + y12  +y = 784 Н

                                 R2 = √x22 + y22 + y = 556 Н

Подшипники установлены по схеме “враспор”.

e = 0,34, α = 14˚- угол контакта, x = 0,4, Y = 1,78                                                             

                                                                       Fа1               Fx            Fа2

                                                                                                        

                                                                   1                                                   2  

                                                                          

                                                             Fе1                                                    Fе2        

Fe1 = 0,83∙eR1 = 221 H, Fe2 = 0,83∙eR2 = 157 H

Опора 1: Σ(Fx ; Fe) = Fx + Fe2 - Fe1 = 1994 H

               Σ(Fx ; Fe) > 0 Fa1 = Fe2 + Fx = 2215 H

Опора 2: Σ(Fx ; Fe) = - Fx - Fe2 + Fe1 = - 1994 H

               Σ(Fx ; Fe) < 0 Fa2 = Fe2 = 157 Н

Fa1 / V·R1 > e

FR1 = (X·V·R1 + Y·Fa1)·kб·kт·kЕ = 3422 Н

Fa2 / V·R2 < e

FR2 = V·R2·kб·kт·kЕ = 447 Н

V = 1 – внутреннее кольцо вращается

kб = 1,2 – коэффициент безопасности

kт = 1 – температурный коэффициент

μ3 = 0,3056 - из блока нагружения в задании.

kE = 3μ3  = 0,67 - коэффициент долговечности

Требуемая грузоподъёмность (расчёт по опоре 1 ): Cтр = FR1·(60·Lh·n / 106)0,3 =

= 3422·(60·8·103·700 / 106)0,3 = 27,3 кН < Cr = 40 кН

Смазка редуктора.

В редукторе применяется картерная смазка. Масло: И-Г-А-32 ГОСТ20799-88. Количество: 22,2 л.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

33619. Антитеррористическая безопасность Российской Федерации 54.5 KB
  Правовые и организационные принципы противодействия терроризму. Основные понятия принципы противодействия терроризму правовые и организационные основы профилактики терроризма и борьбы с ним минимизации и ликвидации последствий проявлений терроризма устанавливает ФЗ О противодействии терроризму от 06. Направления террористической деятельности: подготовка организация финансирование и реализация террористических актов; подстрекательство к терроризму; организация незаконных вооруженных формирований сообществ групп для реализации...
33620. СРАВНЕНИЕ РЕЖИМОВ DES 31 KB
  Режим ЕСВ Недостатки: Предоставление криптоаналитику более широких возможностей для криптоанализа по сравнению с другими криптографическими режимами. Если вам необходима главным образом простота и скорость режим ECB можно порекомендовать как самый простой и быстрый режим блочного шифра. Помимо уязвимости к вскрытию с повторной передачей алгоритм в режиме ЕСВ проще всех для криптоаналитиков.
33621. Классификация методов шифрования информации 39 KB
  Классификация методов шифрования информации. Современные криптографические методы тесно связаны с методами шифрования сообщений которые в свою очередь зависят от способа использования ключей. Для шифрования и расшифрования в них используется один и тот же ключ сохранение которого в тайне обеспечивает надежность защиты. Все одноключевые методы по способу шифрования можно разделить на блочные поточные и комбинированные.
33622. Шифры замены 89.5 KB
  1 Одноалфавитные подстановки К = 3 m = 26 Шифрующие таблицы Трисемуса В Таблицу сначала вписывается по строкам ключевое слово причем повторяющиеся буквы отбрасывались. Если буква текста оказывается в нижней строке таблицы тогда для шифртекста берут самую верхнюю букву из того же столбца. Например при шифровании с помощью этой таблицы сообщения ВЫЛЕТАЕМПЯТОГО получаем шифртекст ПДКЗЫВЗЧШЛЫЙСЙ Такие табличные шифры называются монограммными так как шифрование выполняется по одной букве. Трисемус первым заметил что шифрующие таблицы...
33623. Поточные шифры 31.5 KB
  Поточный шифр это симметричный шифр в котором каждый символ открытого текста преобразуется в символ шифрованного текста в зависимости не только от используемого ключа но и от его расположения в потоке открытого текста. Синхронные поточные шифры генерируют псевдослучайную последовательность независимо от какихлибо битов открытого или шифрованного текста. Фактически же если период гаммы превышает длину всего зашифрованного текста и неизвестна никакая часть исходного текста то шифр можно раскрыть только прямым перебором пробой на ключ....
33624. ЦИФРОВАЯ ПОДПИСЬ 55 KB
  2002 Об электронной цифровой подписи. Юридическую силу такой документ имеет только в том случае если на нем стоит электронноцифровая подпись подтвержденная сертификатом ключа подписи не утратившим силу на момент подписания. Глава III закона об ЭЦП регламентирует существование Удостоверяющих центров которые и подтверждают легитимность сертификата ключа подписи а значит и легитимность самой ЭЦП то есть электронный ключ обязательно должен быть подтвержден сертификатом выпущенным удостоверяющим центром. Для этого необходимо...
33625. МЕЖСЕТЕВОЙ ЭКРАН 79.5 KB
  Как правило эта граница проводится между локальной сетью предприятия и INTERNET хотя ее можно провести и внутри локальной сети предприятия. Возможности брандмауэра: 1Защита от уязвимых мест в службах Брандмауэр может значительно повысить сетевую безопасность и уменьшить риски для хостов в подсети путем фильтрации небезопасных по своей природе служб. Например брандмауэр может запретить чтобы такие уязвимые службы как NFS не использовались за пределами этой подсети. Это позволяет защититься от использования этих служб атакующими из...
33626. Многоагентные системы защиты 54 KB
  Многоагентные системы защиты Наиболее наглядной и удобно разрабатываемой является модель в основе которой лежит архитектура базовых агентов многоагентной системы защиты ВС. Многоагентная система сложная система в которой функционируют два или более интеллектуальных агентов. Под агентом понимается самостоятельная интеллектуальная аппаратнопрограммная система которая обладает рядом знаний о себе и окружающем мире и поведение которой определяется этими знаниями. Таким образом компоненты системы зищиты агенты защиты представляют собой...
33627. Формирование вариантов модели систем безопасности СОИ АСУП 50.5 KB
  Поскольку защита данных непосредственно связана с программными и аппаратными средствами защиты данных передачи и хранения то с учетом этого предлагается представлять объекты защиты в виде совокупности этих средств. Таким образом обеспечивается возможность детального определения объектов защиты для каждого типа защищаемых данных. Такой подход обеспечивает возможность выполнения анализа требований защиты данных с учетом различных источников и типов угроз. Для оценки величины возможного ущерба и определения степени внимания которое необходимо...