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

22725. Американсько-канадське військово-стратегічне співробітництво в роки холодної війни 24.5 KB
  Канада принимала активное участие в деятельности ООН и внесла значительный вклад в осуществление так называемого плана Коломбо программы по совместному экономическому и социальному развитию принятой на конференции стран британского Содружества в г. В то же время в вопросах обороны Канада полагалась в основном на систему военных блоков в первую очередь НАТО в создании которой в 1949 принимал участие премьерминистр Канады СенЛоран. В 1958 Канада заключила с США соглашение о создании Объединенного командования противовоздушной обороны...
22726. Позиція Канади щодо війни в Індокитаї 21.5 KB
  The next big issue of contention was the war in Vietnam. In early 1965 the war was expanded with the start of an extensive U. As the war escalated Pearson became increasingly doubtful of the wisdom of U. ground troops to Vietnam might lead to a wider war in Asia the Secretary of State for External Affairs Paul Martin decided to make an independent approach to the North by sending Chester Ronning Canada's leading China expert as an emissary.
22728. План Маршалла 22.5 KB
  План Маршалла. Ще одним приводом для розколу світу на два табори став конфлікт що виник у зв'язку з планом Маршалла. Він сформулював основні положення комплексу економічних та політичних заходів щодо здійснення реконструкції в Європі що здобули назву плану Маршалла. СРСР відмовився від участі у плані Маршалла.
22729. Політика США щодо країн Закавказзя 82.5 KB
  Політика США щодо країн Середньої Азії. Політика США щодо країн Закавказзя. Экономическая экспансия США в республиках бывшего СССР приобрела к настоящему времени очень широкие масштабы. В большинстве этих каспийских проектов принимали участие нефтяные корпорации США такие как Амоко Amoco Юнокал Unocal Пеннзойл Pennzoil Рамко Ramco Экссон Exxon Figaro economie 25.
22730. Основи програмної інженерії, курс лекцій 7.17 MB
  Даже простые системы ПО обладают высокой степенью сложности, поэтому при их разработке приходится использовать весь арсенал технических и инженерных методов. Таким образом, инженерия программного обеспечения – это инженерная дисциплина
22731. Політика адміністрації Дж. Буша (ст.) щодо СРСР на етапі його розпаду 29 KB
  Припинення холодної війни біполярної конфронтації зняло головну суперечність котра продукувала юнку ядерних озброєнь. Переведення міждержавних і міжнародних проблем у річище політичного діалогу поширення відносин партнерства створили клімат довіри який у свою черіу дав змоіу і СРСР і СШЛ піти па істотне скорочення ядерних озброєнь. І тій і іншій стороні необхідно було позбавитися від накопичень застарілих ядерних озброєнь експлуатація яких потребує великих витрат. закінчувалися гарантійні терміни експлуатації близько 60 ...
22732. Доктрина стримування 31 KB
  Тож керівництво США зробило спробу ізолювати СРСР у систесмі повоєнних міжнародних відносин проголосивши радянський режим аномальним збоченням природного шляху суспільного розвитку. яку направив до держдепартаменту радник посольства США в Москві маловідомий тоді дипломат Джордж Кеннан. Зміст її зводився до того що мирне співіснування США і Радянського Союзу є неможливим так само як і будьяке співробітництво між ними у вирішенні міжнародних питань. Кеннан уже як начальник відділу політичного планування держдепартаменту США...
22733. Основні напрямки зовнішньої політики адміністрації Дж. Буша (мол.) 34.5 KB
  Такая политика известна почти всем так как каждое государство исключая США при администрации Клинтона ее практикует. В строгом смысле эта поддержка не была необходимой но она оказала важную дипломатическую и экономическую помощь в борьбе США против терроризма. Вместе с тем администрация США решительно отвергла более широкую коалицию которая могла помешать борьбе с терроризмом в целом и ведению войны против талибов в частности. Администрация США поняла это несмотря на четкое осознание всей слабости многосторонних мер и коалиций и решила...