3068

Привод конвейера

Дипломная

Производство и промышленные технологии

СОДЕРЖАНИЕ СХЕМА ПРИВОДА ЧАСТЬ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Выбор электродвигателя Определение придаточных чисел привода Механические параметры на валах привода ЧАСТЬ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ  Выбор...

Русский

2012-10-24

4.11 MB

39 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

СХЕМА ПРИВОДА

ЧАСТЬ 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

 1.1.Выбор электродвигателя

 1.2.Определение придаточных чисел привода

 1.3. Механические параметры на валах привода

ЧАСТЬ 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

  2.1.Выбор материала  и термообработки зубчатых колес

  2.2.Допускаемые контактные напряжения

  2.3.Допускаемые напряжения изгиба

  2.4.Межосевое расстояние

  2.5.Предварительные основные размеры колеса

  2.6.Модуль передачи

  2.7.Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев

  2.8.Число зубьев шестерни и колеса

  2.9.Фактическое передаточное число

  2.10.Диаметры колес

  2.11.Размеры заготовок

  2.12.Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

  2.13.Сила в зацепление

  2.14.Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

  2.15.Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

ЧАСТЬ 3.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

  3.1.Выбор сечения ремня   

  3.2.Определение диаметров шкивов

  3.3.Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла

         обхвата ремнем малого шкива

  3.4.Определение длины ремня и уточнение межосевого расстояния и угла обхвата   

  3.5 Определение мощности, передаваемой одним ремнем реальной передачи.

  3.6 Определение числа ремней

  3.7 Определение силы предварительного натяжения одного ремня

  3.8 Определение силы, передаваемой на валы

  3.9.Ресурс наработки передачи

ЧАСТЬ 4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ

ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА4.1.Зубчатая передача

  4.2.Конструкция входного вала

  4.3.Конструкция выходного вала

  4.4.Крышки подшипниковых узлов

  4.5.Конструктивные элементы корпуса

ЧАСТЬ 5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ

ПОДШИПНИК ВХОДНОГО ВАЛА

  5.1.Радиальные реакции опор от сил в зацепление

  5.2.Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала

  5.2.1.Плечо радиальной консольной силы

  5.2.2.Определение радиальной консольной силы  

  5.3.Реакции опор для расчета подшипников

  5.4.Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности

  5.5.Схема установки назначенных шарикоподшипников

  5.6.Коэффициент осевого нагружения

  5.7.Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

  5.8.Расчетный скорректированный ресурс подшипника

  5.9.Проверка выполнения условия

  5.10.При выполнении условий

ЧАСТЬ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ  ПОДШИПНИК ВЫХОДНОГО ВАЛА

  6.1.Радиальные реакции опор от сил в зацепление

  6.2.Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала

6.2.1.Плечо радиальной консольной силы

6.2.2.Определение радиальной консольной силы

6.2.3.Реакции опор

  6.3.Реакции опор для расчета подшипников

  6.4.Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности

  6.5.Схема установки назначенных шарикоподшипников

  6.6.Коэффициент осевого нагружения

  6.7.Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

  6.8.Расчетный скорректированный ресурс подшипников

  6.9.Проверка выполнения условия

  6.10.При выполнении условий

ЧАСТЬ 7. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ

  7.1.Входной вал

7.1.1.Определение силовых факторов

7.1.2.Геометрические характеристики опасных сечений вала

7.1.3.Расчет вала на статическую прочность

7.1.4.Расчет вала на сопротивление усталости

  7.2.Выходной вал

7.2.1.Определение силовых факторов

7.2.2.Геометрические характеристики опасных сечений вала

7.2.3. Расчет вала на статическую прочность

7.2.4.Расчет вала на сопротивление усталости

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ


Курсовой проект по «Деталям машин»

Задание 2.1.13.

Схема привода

Рисунок 1.1. Кинематическая схема привода.

P3= 10 кВт,

ω3 = 2,6  рад/с-1.

ЧАСТЬ 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя.

Р3 = 10 кВт

ω3 = 2,6 π рад/с-1.

Выбор электродвигателя производится по величине требуемой мощности Ртр на валу двигателя, которая связана с полезной мощностью  Рпол,  на последнем валу с общим КПД привода η:

Ртр = , где

Рпол – полезная мощность выражена, как мощность Р3, на последнем валу, кВт

η – общий КПД передачи, определяется как произведение частных КПД элементов привода.

 

Частное КПД:

η = ηрем* ηзуб* ηпк2=0,96*0,97*0,992=0,91266912

Ртр =  = 9,313342386 кВт

Кроме Ртр для выбора электродвигателя необходимо знать рекомендуемую частоту вращения. Определяем частоту вращения последнего вала.

=  =  = 78 об/мин

Затем определяем диапазон рекомендуемых передаточных чисел различных типов передач:

- клиноременная                                            Uрем = 2…3

- зубчатая                                                        Uзуб  = 2,5…5,6                                                                           

 

          Общее передаточное число привода представляет собой произведение передаточных чисел типов передач, входящих в состав привода

 U=Uрем*Uзуб

Используя общую формулу, определяем диапазоны передаточных чисел Umin и Umax

Umin=2*2,5=5

Umax=3*5,6=16,8

Диапазон рекомендуемых частот вращения двигателя будет:

n дв min = n3* Umin = 5*78= 390 об/мин

n дв max = n3* Umax = 78*16,8 = 1310,4 об/мин

      Предварительно сравниваем  с этим диапазоном синхронную частоту вращения двигателя nс

Выбор электродвигателей производятся по каталогам двигателей АИР с соблюдением следующих условий:

РтрРном

Рном - номинальная мощность двигателя по каталогу;

n дв min< nс < n дв max (nс - синхронная частота вращения )

Примечание: 1. Ртр > 0,ном

                       2. nдвиг.min < nc < nдвиг.max

nс 2…3 n двиг. min;

nс = 900….1350

nс = 1000 об/ мин

Выбираем АИР 160МВ12/6

Для выбранного двигателя выписываем из каталога следующие данные:

Рном = 11 кВт

nс = 1000 об/ мин

s - коэффициент скольжения

s  = 2,5%

=  = 2,5,  где

- коэффициент перегрузки

- диаметр выходного вала двигателя

= 48 мм

1.2 Определение передаточных чисел привода

Находим частоту вращения двигателя с учетом скольжения ротора:

nдв=nc*,если задан динамический момент инерции ротора.

=1000*(1-0,025) = 975 об/ мин

Полученное значение округляем в ближайшую сторону до целого числа. 

Принимаем: =975 об/мин

Затем определяем общее передаточное число привода:

U== =12,5

При распределении передаточного числа привода по типам передач руководствуемся следующими соображениями:

-целое число в заданном диапазоне, при этом

=         =  = 2,5

Принимаем:

 =2,5 ;  = 5

1.3 Механические параметры на валах привода

1) Частота вращения, об/мин

Вал двигателя  №1             nдв = n1 =975

Входной вал редуктора №2                    == = 390 об/мин

Выходной вал редуктора №3                 ==  = 78 об/мин

2)Угловая скорость, (рад/с):

Для каждого вала привода угловая скорость определяется по формуле:

Точность расчетов угловых скоростей по инженерному калькулятору, допускается представлять угловую скорость в виде числа, умноженного на π:

= 32,5

3) Вращающие моменты на валах, :

момент на валу электродвигателя:

= = 107,3132654 Н·м

= 107,3132654  Н·м

                                         

Т2 = Т1·uрем·ηрем· ηпк  = 107,3132654 * 2,5*0,96*0,99 = 254,9763186 Н·м

Т΄3 = Т2·uзуб·ηзуб· ηпк   = 254,9763186 *5*0,97*0,99 = 1224,268794 Н·м

= 1224,268794 Н·м

4) Мощность на валах, кВт:

Рдв = Р1= Ртр = 10,9568734 кВт

Р2   = Р1·ηрем· ηпк  =  10,41341248 кВт

Р΄3 = Р2·ηзуб· ηпк = 10 кВт

Итоговая таблица параметров.

ПАРАМЕТРЫ

n, об/мин

Т,

Р, кВт

Вал двигателя №1

975

32,5

107,313

10,957

Входной вал редуктора №2

390

13

254,976

10,413

Выходной вал редуктора №3΄

78

2,6

1224,27

10

    

ЧАСТЬ 2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала зубчатых колес.

Назначаем для колеса и шестерни сталь 40Х, ГОСТ4543-71

Рекомендуемая термическая обработка:

Колесо - улучшение, твердость 235…262 НВ

Шестерня - улучшение, твердость 269… 302 НВ

2.2 Допускаемые контактные напряжения

Расчетная формула =

σHlim- предел контактной выносливости по (табл. 2.2, прил. №2) σHlim для колес из улучшенных сталей при средней твердости на поверхности зубьев <350HB:

σHlim =2HBсред+ 70МПа

КОЛЕСО: HBср2 = =248,5НВ

 σHlim2 = 2*248,5 + 70 = 567МПа

ШЕСТЕРНЯ: HBср1 =  = 285,5НВ

σHlim1 = 2*285,5 + 70 = 641МПа

- коэффициент долговечности (учитывает влияние ресурса)

при условии, что

=2,6 для улучшенных сталей.

- число циклов, соответствующие перелому кривой усталости:

КОЛЕСО: NGH2 = 30*248,52,4 = 1,6823*107

ШЕСТЕРНЯ: NGH1 =30*285,52,4 = 2,34734 *107

- число эквивалентных циклов, соответствующие назначенному ресурсу:

, где

- коэффициент эквивалентности определяем по таблице 2.4 (прилож.2) в зависимости от типового режима работы привода.

Назначаем для привода типовой режим II (средний равновероятностный).

По таблице =0,25

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:

– частота вращения шестерни или колеса,

– суммарное время работы передачи в часах

Задаёмся:  

L – число лет работы;

L = 5 лет.

= L·365·Кгод·24·Ксут

коэффициенты годового и суточного использования передачи

Lh = 5*365*0,7*24*0,25 = 7665 ч

КОЛЕСО: n2 => n3 = 78 об/мин

 Nk2 = 60*78*7665 = 3,58722*107

NHE2 = 0,25* Nk2 = 0,896805*107

    

ШЕСТЕРНЯ: n1 => n2 = 390 об/мин

Nk1 = 60*390*7665 =17,9361*107

NHE1 = 0,25* Nk1 = 4,484025*107

Для выполнения условия  ZN1 1 ,  ZN2 ≥ 1 рассмотрим соотношения NHE1 с NHG1  и NHE2 с NHG2 :

ШЕСТЕРНЯ:      т.к NHE1 > NHG1, то принимаем NHE1 =NHG1и, следовательно, ,

КОЛЕСО:          т.к <, то коэффициент долговечности определяется  по расчетной формуле   

 

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев

ZR = 0.9 ...1 - для шлифованных поверхностей зубьев с высотным параметром шероховатостей .

Принимаем: =1

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

=1…1,15 при V < 5 м/с

Принимаем =1, так как окружная скорость неизвестна

SH коэффициент запаса прочности

SH  = 1,1 – для колес из улучшенных сталей.

КОЛЕСО:      МПа  

ШЕСТЕРНЯ:    МПа   

 

Допускаемое контактное напряжение  принимаем равным меньшему из значений  и , отбрасывая сотые и десятые доли значений.

Принимаем =572 МПа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба.

Расчетная формула:

 - предел выносливости при изгибе

, (табл. 2.3, стр. 15)

КОЛЕСО:           

ШЕСТЕРНЯ:     

- коэффициент долговечности

, при условии  

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

- эквивалентное число циклов, соответствующее назначенному ресурсу

(табл. 2.4, стр. 17) – коэффициент эквивалентности для II типового режима и q=6

-ресурс передачи в числах циклов переменного напряжения (выбираем из разд.2.2, представив в виде числа, умноженного на )

КОЛЕСО:       ;

ШЕСТЕРНЯ:                          

NFE1 = 0,143*Nk1;

Для выполнения условий YN1 ≥ 1 и YN2 ≥ 1 рассмотрим соотношения NFE1 и  NFE2 с NFG = 4·106  

Т.к.  NFE1 >, то принимаем NFE1 =, YN1 = 1

Т.к.  NFE2 >, то принимаем NFE2 =, YN2 = 1

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

=1,05…1,2 при шлифовании и полировании поверхностей для колес из улучшенных сталей.

Принимаем:  =1,1

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса)

=1 – для нереверсивной передачи

SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности для колес из улучшенных сталей

КОЛЕСО:    

ШЕСТЕРНЯ:МПа

Допускаемое напряжение изгиба принимаем равным меньшему из  и .

Принимаем F] = 281МПа

2.4 Межосевое расстояние.

Определяем предварительное значение:

, где

K=10 для и <350 НВ

uпередаточное число зубчатой передачи

=5

- вращающий момент на валу шестерни

=>T2 =75,334  Н·м

мм

Находим окружную скорость

м/с

- частота вращения шестерни (n1= n2, см. раздел 1.3)=390 об/мин

По табл. 2.5, (прилож.2 )назначаем восьмую (8) степень точности зубчатой передачи. Принимаем, что передача будет прямозубой .

 

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние:

,где

Ка = 450 - для прямозубой передачи

- передаточное число зубчатой передачи

- вращающий момент на валу шестерни (T1)

- допускаемое контактное напряжение (разд. 2.2)

=572 МПа

- коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния

=0,315 …0,5- для симметричного расположения опор вала

Принимаем =0,4

- коэффициент нагрузки при расчетах на контактную прочность

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев колес.

по табл.2.6, (прилож.2 )

В зависимости от окружной скорости , степень точности 8, твёрдость на поверхности зубьев (<350 НВ) для прямозубой или косоозубой передачи.

При несовпадении скорости с табличными значениями применяем формулу интерполяции:

- значение коэффициента для меньшего табличного значения скорости ()

- значение коэффициента для большего табличного значения скорости ()

и  - большее и меньшее табличные значения скорости, в диапазоне которых находится действительное значение окружной скорости

=1;  = 1,05

=3;  = 1,15

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

- в начальный период работы передачи

- после приработки

находим в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твёрдости зубьев по табл. 2.7. (прилож.2 )

- коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра

Так как  и  неизвестны, то значение  вычисляют ориентировочно

для =1,2 и схемы 6

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев по табл. 2.8(прилож.2 ) в зависимости от окружной скорости и твёрдости зубьев колеса

Формула интерполяции:

= 0,26 + 0,01*(0,85-1) =  0,2651

= 1 + (1,06 - 1)*0,2585 = 1,015906

 

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями шага зацепления и направления зуба.

- начальное значение коэффициента

= 1+(-1)

= 1+0,06(nст -5),  nст = 8 - для 8 степени точности зубчатой передачи

= 1,18 , при условии, что  1 << 1,18 принимаем = 1,6

= 1+ 0,18*0,2658 = 1,047718

 

Рассчитываем коэффициент :

= 1,047718*1,0755*1,015906=1,1447

Находим межосевое расстояние:

мм

Округляем до ближайшего большего значения из рода стандартных величин.

Выбираем такое значение , чтобы  было целым числом =63

Принимаем: =210 мм

2.5. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:    мм

Ширина:               b2 = Ψва * аω        

Принимаем: d2 = 350 мм

              b2 = 85 мм

2.6. Модуль передачи.

Из условия неподрезания зубьев у основания находим :

мм

Из условия прочности зуба находим

- коэффициент модуля

Принимаем = 3,4*103 - для прямозубых передач

 - вращающий момент на валу шестерни

= 254,976

 u =5 передаточное число зубчатой передачи

 - допускаемое напряжение изгиба (разд. 2.3) =281МПа

 - коэффициент нагрузки при изгибе

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения связанную с ошибкой шагов и зацепления (по табл. 2.9) в зависимости от окружной скорости , степени точности 8, твёрдости на поверхности зубьев <350 НВ, для косозубой передачи)

=1,1 для 1м/с   =1,3 для 3м/с

=1,151

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

   

   = 0,18 + 0,82*1,06 = 1,0492

K  - коэффициент, учитывающий влияние    погрешности изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

   K = KНα = 1,047718

  

    = 1,151*1,0492*1,047718 = 1,2653

>KН   

 мм

Значение модуля принимаем из стандартного ряда так, чтобы стандартный модуль:

    

Значение модуля нужно выбрать так, чтобы отношение  делилось  без остатка на

     

Принимаем   m=2 мм

2.7. Суммарное число зубьев.

Для прямозубой передачи:

β = 0, cos β = 1

Суммарное число зубьев

2.8. Число зубьев шестерни и колеса.

ШЕСТЕРНЯ:   

Должно выполняться условие

     zmin  = 17 - для прямозубых передач.

     Условие  выполняется

Так как , то смещение при нарезании зубьев шестерни и колеса не требуется, поэтому

КОЛЕСО:

2.9. Фактическое передаточное число.

Разность значений  и принятое в кинематическом расчёте значения :

                

2.10. Диаметры колёс.

Делительные диаметры, мм

ШЕСТЕРНЯ:  мм

КОЛЕСО:  мм

Диаметры окружностей вершин зубьев, мм

ШЕСТЕРНЯ:  мм

КОЛЕСО:       мм

Диаметры окружностей впадин зубьев, мм

ШЕСТЕРНЯ:  мм

КОЛЕСО:  мм

2.11. Размеры заготовок.

При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис. 2.3 и 2.4 (прилож.2)

 

Размеры заготовок колес:

    ШЕСТЕРНЯ:

КОЛЕСО:

Предельные размеры заготовок колёс находим по табл.2.1. (прилож.2)

    ШЕСТЕРНЯ: Dпр1 = 125мм     Sпр1 = 80мм

КОЛЕСО:      Dпр2 = 200мм     Sпр2 = 125мм

Т.к. Dзаг1< Dпр1 , то конструктивная схема шестерни по рис.2.3.

Т.к. Dзаг2>Dпр2 , то конструктивная схема колеса по рис.2.4(в).

Для колеса

2.12. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям.

Расчётное контактное напряжение:

, где

ZH = 9600 - для прямозубых колес

=210 мм

Т1= Т2= 254,976

МПа

= МПа

Проверяем соотношение:

1,05 > ≥ 0,8

= 0,973

Соотношения выполняются, параметры передачи не меняются.

2.13. Силы в зацеплении.

Окружная:     

Радиальная:   

Осевая:           

,       

Н

Принимаем:

                                      

                                

2.14. Проверка зубьев колёс по напряжению изгиба.

Расчётное значение напряжения в зубьях колеса:

                

Расчётное значение напряжения в зубьях шестерни:

                 

 Yβ – коэффициент учитывающий угол наклона зубьев

Yε – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев

Yβ = 1 и Yε = 1 – для прямозубых передач, при степени точности 8

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения (по табл. 2.10 для х=0 в зависимости от числа зубьев )

 для  

для  


=281,39

=323,29

2.15. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Коэффициент перегрузки:

(из разд. 1.1)

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя должно выполняться условие:

,где  

МПа (из разд. 2.12)

,где

- предел текучести материала колеса

МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев:

- максимальное допускаемое напряжение изгиба

ШЕСТЕРНЯ:  

КОЛЕСО:        

Здесь σFlim ,YNMAX  см.раздел 2.3

- для улучшенных сталей

KSTкоэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

- в случае единичных перегрузок

- для улучшенных сталей

- коэффициент запаса прочности

КОЛЕСО:

                  ( из раздела 2.14)

                  

ШЕСТЕРНЯ:   

                          ( из раздела 2.14)

                         

                      

Все условия выполняются.

ЧАСТЬ 3. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

   Расчет передачи сводится к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ 1284.3-96.

Исходные данные для расчета: 

=107,313 Нм - вращающий момент на валу ведущего шкива

=10,957 кВт - расчетная мощность, передаваемая ведущим шкивом

- частота вращения ведущего шкива

- передаточное число клиноременной передачи (передаточное отношение)

    3.1.Выбор сечения ремня               

   Сечения ремня выбираем по графику на рис. 5.2(приложение 5) так, чтобы область применения данного сечения была расположена выше собственной линии и ограничена линией предыдущего сечения. Выбираем сечение В(Б)

   Для выбранного сечения ремня из табл.5.1 выписываем следующие параметры:

h = 11 мм - высота поперечного сечения ремня

b0 = 17 мм - максимальная ширина ремня

br = 14 мм - расчетная ширина ремня

lpmin = 630 мм,  lpmax = 6300 мм - расчетная ширина по нейтральному слою

dpmin = 125 мм - минимальное значение расчетного диаметра

A = 138*10м2 - площадь сечения ремня

q = 0,18 кг/м - масса 1м длины.

              3.2.Определение диаметров шкивов

           

  Диаметр ведущего (меньшего) шкива определяем по эмпирической формуле

где Т1- вращающий момент на валу ведущего шкива.

     Значение d1 принимаем из стандартного ряда так, чтобы его величина входила в рассчитанный диапазон.

Принимаем  d1 =200 мм

   

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле

d2=d1

где Е- коэффициент скольжения, при нормальных рабочих нагрузках

Е=0,015

мм

Принимаем d2 = 500 мм

Уточняем передаточное отношение

Отклонение:     

3.3. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремнем малого шкива

Для определения предварительного межосевого расстояния воспользуемся  следующей рекомендацией:

i………1                2              3

aпред…….1,5d          1.2d2 d2

Так как   iф находится в диапазоне 2….3, то для определения   aпред  используем формулу интерполяции:

aпред= мм

Полученное значение aпред  округляем в большую сторону до величины, кратной 10:

 aпред = 550 мм

Выполняя расчет, проверяем выполнение следующих рекомендаций:

   и

Из разд.3.1 h=11 мм

Предварительное значение угла обхвата ремнем ведущего шкива:

3.4.Определение длины ремня и уточнение межосевого расстояния и угла обхвата.

Длина ремня:

 

 Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего большего значения из ряда стандартных длин.

=2500мм.

  По фактической длине ремня lф уточняем межосевое расстояние  и угол обхвата ремнем малого шкива :

Принимаем: а=684 мм

Принимаем:

α =154,6644 – угол обхвата ремнем малого шкива

3.5.Определение мощности, передаваемой одним ремнем реальной передачи.

,кВТ

Р0- номинальная мощность, передаваемая  одним ремнем в условиях типовой передачи при

=1800, i =1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня, среднем ресурсе.

Р0 находим по графикам на рис.5.4 для сечения В(Б) в зависимости от значения d1  и  n.

Даны: n =975 об/мин, d1 =200 мм.

Принимаем Р0=3,8 кВт

С- коэффициент угла обхвата ремнем ведущего шкива. Выбор производим по следующей рекомендации:

,град……180          170       160      150      140      130      120

С………....1             0,98      0,95     0,92     0,89      0,86     0,82

   При несовпадении угла обхвата  с табл. значением  коэффициент Сопределяем по формуле интерполяции:

α =160   Сα(α›)=0,95

α=150   Сα(α‹)=0,92

Сl-коэффициент длины ремня. Определяем по графикам на рис. 5.5. для выбранного сечения ремня в зависимости от фактической длины lф.. Сl = 1,02

Сi- коэффициент передаточного отношения. Определяем по графику на рис. 5.6. в зависимости от фактического передаточного отношения iф = 2,5. Сi=1,137

Ср- коэффициент  режима нагрузки. Поскольку возможны умеренные колебания нагрузки, то этот коэффициент Ср=1,1…1,3. Принимаем Ср=1,2

Рассчитываем мощность:

3.6.Определение числа ремней.

Р1- мощность на ведущем валу передачи

Сz- коэффициент числа  ремней. Определяем по следующей рекомендации:

Z…….1     2…3        3…4        4…6     

Cz...........1      0,95        0,925        0,9         0,85

Z=1…2 следовательно Cz = 0,925

Полученное значение Z округляем в большую сторону до целого числа

Z=.

 Принимаем Z=4

3.7.Определение силы предварительного натяжения одного ремня.

Р=2,739 кВт - мощность на ведущем валу передачи

Z=3 - число ремней.

V- окружная скорость на расчетном диаметре ведущего шкива:

м/с

FV- сила дополнительного натяжения ремня от центробежных сил:

Н

=1250кг/м3- плотность материала ремня;

А=138*10-6 м2- площадь сечения ремня;

3.8.Определение силы, передаваемой на валы.

 Сила, действующая на вал с учетом  числа ремней Z и того, что сила   F0 нагружает вал только в статическом состоянии передачи:

β = 180 – α  

β = 180 – 154,6644 =  25,3356

Принимаем =2192 Н

3.9. Ресурс наработки передачи.

Ресурс наработки по ГОСТ 1284.2-89 для эксплуатации при среднем  режиме нагрузки (умеренные колебания) Тср=2000 ч.

При других условиях:

, ч.

к1=1- коэффициент режима нагрузки;

к2- коэффициент климатических условий

к2 =1 – для центральной зоны

Т=2000*1*1=2000 ч.

ЧАСТЬ 4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

4.1 Зубчатая передача.

= 210 мм – межосевое расстояние

= 70 мм - делительный диаметр шестерни

= 350 мм - делительный диаметр колеса

= 74 мм – диаметр вершин зубьев шестерни

= 354 мм - диаметр вершин зубьев колеса

= 65 мм – диаметр впадин зубьев шестерни

= 345 мм - диаметр впадин зубьев колеса

= 85 мм – ширина зубчатого винца колеса

=+(4…5)мм – ширина зубчатого винца шестерни

= 85+5=90 мм

– длина ступицы зубчатого колеса

Должны выдерживаться следующие соотношения:

≥; =(0,8…1,5) , где  - диаметр вала под колесо (см. ниже)

Примеч.:По конструктивной схеме №1 =+ А2

- диаметр ступицы зубчатого колеса

Для стальных колёс:

А – радиальный зазор между зубьями колеса и  корпусом редуктора

А≥δ, где δ – толщина стенки корпуса, т.к. δmin=8мм, то А=8…10

Принимаем: А=10 мм

- торцовый зазор между зубьями шестерни и корпусом редуктора

≥(1…1,2) δ Принимаем:= 10 мм

- торцовый зазор между зубьями колеса и корпуса

=  + (2…2,5)  мм

= 10 + 2,5 = 12,5 мм

= 85 + 12  = 97,5 мм

4.2 Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №1).

- диаметр концевой части входного вала

, мм , где

вращающий момент на входном валу редуктора

[] =12 МПа – допускаемое касательное напряжение для входного вала

Полученное значение округляем в большую сторону до величины кратное 5.

Принимаем: =55 мм

Принимаем форму законцовки вала цилиндрической:

Параметры цилиндрической законцовки:

= 110 мм

r = 2,5

c = 2,0

dмон – диаметр вала под манжету (1, стр.473,474)

dкон = dкон1 – для цилиндрической законцовки вала.

Принимаем dман = 60 мм

D1 = 80 мм

D2=75

h1 = 10 мм

h=14

Манжета 1 - 35×58 – 3 ГОСТ 8752-79

- диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника(d)

== 60 мм

 

Для выбора серии щарикоподшибника следует руководствоваться следующим соотношением:

-динамическая грузоподъёмность подшибника. =52,0 кН

и- окружная и радиальная силы в зубчатом зацеплении

Lh заданный ресурс  работы привода, в часах

=7665 ч

=390 об/мин - частота вращения входного вала ()

Принемаем легкую серию.

"Подшипник 211 ГОСТ 8338-75"

d = 60 мм

D = 110 мм

B = 22 мм

r = 2,5 мм

=15,875 мм

= 52,0 кН

= 31 кН

- диаметр буртика, для которого должны выдерживаться следующие соотношения:

 

Диаметр  округлить в большую сторону до целого числа

Принимаем: =68 мм

- длина буртика

= =10 мм

У – ширина мазеудерживающего кольца.

У=7…10

Принимаем: У=10 мм

Посадка колес подшипников на ответные детали:

 посадка внутреннего кольца на вал: 65 к6

 посадка наружного кольца в отверстие корпуса: 100 Н7

4.3 Конструкция выходного вала.

Конструктивная схема №1 (индекс 2)

- диаметр концевой части вала.

, мм

- вращающий момент на валу зубчатого колеса ()

[τ]=18 МПа – допускаемое касательное напряжение для выходного вала.

мм

Значение диаметра округляем в большую сторону до величины кратное 5.

Принимаем: =75 мм

Форму концевой части вала принять цилиндрической.

= 140 мм

 r = 2,5

 c = 2

- диаметр вала под сальниковое войлочное кольцо (сальник)

=+5мм=75 + 5 = 80 мм - для цилиндрической законцовки вала.

= 80 мм

- диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника.

== 80 мм

По диаметру ( d) производим выбор шарикоподшипника:

Радиальный, однорядный -  для прямозубой зубчатой передачи.

Для выбора серии шарикоподшипника следует руководствоваться следуюющим соотношением:

-динамическая грузоподъёмность подшибника

 Принимаем легкую серию.

"Подшипник 214 ГОСТ 8338 - 75"

Для выбранного подшипника выписываем следующие параметры:

d = 80 мм

D = 140 мм

B = 26 мм

r = 3 мм

= 19,050 мм

= 70,2 kН

= 45 kН

- диаметр вала под зубчатое колесо:

=+(5…10) мм

=80+(5…10)  = 80+10мм

Принимаем = 90 мм

- диаметр буртика для упора зубчатого колеса.

=+(5...8) мм

Принимаем = 98 мм ;

мм - длина буртика.

Рассчитаем dст . (из раздела 4.1)

dст = (1,5…1,55)×dk 

dст = (1,5…1,55) × 90 = (135…139,5) мм

Принимаем dст = 137,25 мм

Посадки колец подшипников на ответные детали для выходного:

- посадка зубчатого колеса на вал 90

- посадка шпонки в паз вала 25

- посадка шпонки в паз ступицы зубчатого колеса 25

Проверка шпонки на смятие.

-длина шпонки = - (4…10) мм

= 97,5 - (4…10) = (93,587,5) мм

Полученное значение округляем в большую сторону.

Принимаем = 90 мм

Напряжения смятия:

=100 МПа

"Шпонка  ГОСТ 23360-78"

4.4 Крышки подшипниковых узлов.

1- крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения).

= 110  мм                                                    

 = 130 мм    

 = 155  мм                                                                                               

 = 95  мм                                                    

 = 61,5 мм                                                     

 = 85 мм                                                    

d() = 11 (М10)

 H = 23 мм

 h = 8 мм                                                                                                                        

l = 3 мм

В = 20 мм

 = 13,6 мм

  С = 1,6  мм       

  n = 6                                            

       

 2 - крышка торцовая глухая.

= 110 мм

= 130 мм

= 155 мм

= 95 мм

 d = 11 мм (М10)

 h = 8 мм

 H1 = 23 мм

 1 = 16 мм

 n = 6

3 – крышка торцовая с канавкой для уплатнительного кольца.

= 140мм

= 160 мм

=  185 мм

= 125 мм

= 81,5мм

= 99 мм

H = 23 мм

h = 8 мм

d () = 11 мм

l = 10 мм

= 19,5 мм

В = 13 мм

a = 6 мм

= 0,6

n = 6

4 – крышка торцовая глухая.((D)2=160мм, dп2=90мм)

= 140 мм

= 160 мм

= 185 мм

= 125 мм

= 16 мм

= 23 мм

h = 8 мм

d = 11 мм

n = 6

4.5 Конструктивные элементы корпуса.

 Рассматриваются на базе корпуса из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

Редуктор цилиндрический одноступенчатый (схема №1)

мм

0,02*210 + 1 = 5,2 мм

Принимаем: 8 мм

Толщина нижнего пояса (основания) корпуса при наличии бобышек под фундаментные болты:

=12 мм

18…22 мм

Принимаем: =20 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1.5=1.5*8=12 мм

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

= b=12 мм

Толщина ребер корпуса и крышки корпуса:

m= (0.85…1)=6.8…8

m1= (0.85…1)1=6.8…8

m= m1=8 мм

 

Диаметр фундаментальных болтов (при n4):

Рассчитанный диаметр болта округляем в большую сторону до стандартного значения, при этом диаметр отверстия в основании корпуса должен быть на 2…3 мм больше    диаметра резьбы фундаментного болта.

     Принимаем = 20 мм (М20)

 

Диаметр болтов:

 у подшипников:

 

 в соединение фланцев корпуса и крышки:

мм

      Принимаем: = 16 мм (М16)

                            = 12 мм (М12)

Высота бобышки hб под болт d2 выбирается конструктивно так, чтобы на поверхности бобышки образовалась опорная площадка под головку болта и гайки.

Размер, определяющий положение болтов:

; Принимаем е=18 мм

, где - диаметр болта крепления крышки подшипника.

мм

 

Lб – расстояние от оси крышки до оси болта d2 

Lб = , где

(D1)2 и (D2)2 – параметры крышки выходного вала (поз.3)

Lб =  мм

Принимаем Lб = 82,95 мм

hб – высота бобышки:

, мм

мм

Принимаем hб = 39 мм

Диаметр гнезда под подшипник:

-диаметр фланца крышки подшипника.

==155 мм

==155 мм

Высота прилива на крышке корпуса и корпусе для гнезда подшипника:

,где

У =10 мм – ширина мазеудерживающего кольца.

В =26 мм – ширина кольца подшипника на выходном валу.

h =8 мм – высота выступа крышки на выходном валу

мм

, где

= 8 мм – высота выступа крышки подшипника на входном валу (раздел 4.4, позиция 1)

- длина распорной втулки между подшипником и крышкой подшипника на входном валу

- расстояние от оси входного вала до проекционного положения оси болта  крепления          крышки подшипника :

, где

= 120 мм (раздел 4.4, позиция 1)

n- количество болтов крепления крышки.

Принимаем А4 = 57,92 мм

- расстояние от наружного кольца подшипника на входном валу до внутренней стенки на торце корпуса редуктора.

- наружный диаметр подшипника на входном валу подшипника ( раздел 4.2)

= 100 мм

мм

Принимаем А5 = 33 мм

 R- радиусы сопряжений переходных поверхностей корпуса :

R = 8…12 мм

R = 10 мм

d1 = М20

K1 = 48

C1 = 25

d2 = М16

K2 = 39

C2 = 21

d3 = М12

K3 = 33

C3 = 18

ЧАСТЬ 5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИК ВХОДНОГО ВАЛА.

 Подшипники качения для опор входного вала "Подшипник 46213 ГОСТ 831-75"

(разд.4.2).

Частота вращения вала (раздел 1.3 ).

Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%:

(разд.2.2)

Вал выполнен из стали 40Х заодно с шестерней, подвергается термообработке: улучшение, Н=269…302 НВ.

Делительный диаметр шестерни:

– диаметр впадин зубьев.

Силы в зацеплении при передаче максимального (из длительно действующих) момента:

– окружная сила

– радиальная сила

Режим нагружения – II (средний равновероятностный из разд. 2.2.1), возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников – обычные. Ожидаемая рабочая температура .

На законцовке входного вала устанавливается ведомый шкив клиноременной передачи.

5.1 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении (см. рис. 7.6.а)

По конструктивной схеме №1 цилиндрического зубчатого редуктора определяется плечи сил для расчётной схемы входного вала для радиально-упорных шарикоподшипников (прямозубая передача схемы №1):

 

        схема №1

Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости (YOZ):

Проверка:

Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости (ХОZ):

Проверка:

Суммарные реакции опор:

          

5.2 Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала (рис.7.6.б)

5.2.1 Плечо радиальной консольной силы

При установке на входном валу ведомого шкива клиноременной передачи расстояние от опоры 2 до середины консольной  законцовки вала (схема №1).

- для радиального шарикоподшипника (прямозубая передача).

5.2.2 Определение радиальной консольной силы .

На входном валу установлен ведомый шкив клиноременной передачи

 

5.2.3 Реакции опор (рис 7.6.б)

Проверка:

В дальнейших расчётах направления векторов реакций опор от действия консольной силы условно принимают совпадающими с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении.

5.3 Реакции опор для расчёта подшипников

5.4 Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности (1, стр.118)

Эквивалентные нагрузки:

5.5. Схема установки назначенных шарикоподшипников – враспор

(подшипники – разд. 4.2).

В этом случае в соответствии с расчетной схемой (см. рис. 7.6.а):

;  

Дальнейший расчет выполняется для более нагруженного подшипника опоры 2.

5.6. Коэффициент осевого нагруження  е

по таблице 7.2 (1, стр 113) принимается равным:

е = 0 – для радиальных шарикоподшипников.

При этом Х=1; Y=0.

5.7. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

, где

V –  коэффициент вращения кольца :

V=l – вращается внутреннее кольцо (см 1, стр. 117)

  коэффициент динамичности нагрузки:

(см. табл. 7.6,1, стр. 118 для кратковременной перегрузки до 150 % номинальной нагрузки);

 – температурный коэффициент:

– при  (см. 1, стр. 117)

5.8. Расчетный скорректированный ресурс подшипника.

 , где

– коэффициент надежности:

– при вероятности безотказной работы 90 % (табл. 7.7,стр. 119);

– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника, а также от условий его работы:

– для однорядных шарикоподшипников в обычных условиях;

– радиальная динамическая грузоподъемность подшипника (разд. 4.2);

 показатель степени:

– для шарикоподшипников (см. 1, стр. 119);

 частота вращения входного вала ()

- заданный ресурс работы привода в часах (разд. 2.2).

5.9. Проверка выполнения условия 

Значения коэффициентов X и Y из раздела 5.6. Значения коэффициентов V,  и  из раздела 5.7.

Максимальная эквивалентная нагрузка на подшипник

X=1

У=0

V=1

=1,4

=1

5.10. При выполнении условий  и , предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

ЧАСТЬ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИК ВЫХОДНОГО ВАЛА. 

Подшипники качения для опор выходного вала легкая узкая серия

"Подшипник 46218 ГОСТ 831-75"

- см. раздел 4.3.

Частота вращения вала.

Требуемый ресурс, силы в зацеплении, режим нагружения, условия эксплуатации подшипников аналогичны входному валу.

Вращающий момент от зубчатого колеса передается выходному валу с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под зубчатым колесом. (разд. 4.4).

Материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение, Н=269.. .302 НВ.

На законцовке выходного вала устанавливается звездочка конвейера.

Задаемся числом зубьев z1 = 27, шагом цепи t = 31,75 мм,

межосевое расстояние a = 40t = 1270 мм = 1,27 м

Из раздела 1.3 выписываем следующие параметры:

- Мощность на выходном валу редуктора

Определяем окружную силу:

Сила от провисания цепи:

,

где kf = f –для горизонтального положения цепи;

q = 2,6 – для однорядной цепи с шагом t = 25,4;

Сила, расчетная нагрузки на вал:

Принимаем:

6.1. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении (см. рис. 7.6. а)

По конструктивной схеме №1 редуктора определяются плечи сил для расчетной схемы выходного вала для радиальных  шарикоподшипников (прямозубая передача, схема №1):

-схема №1

(В)2 = 24

Y = 10

А2 = 10 мм

мм

l1 =0,5*l = 74 мм

Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости (YOZ):

Проверка:

Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости (ХОZ):

Проверка:

               

Суммарные реакции опор:

6.2. Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала (см. рис. 7.6.б)

6.2.1 Плечо радиальной консольной силы:

При установке на выходном валу ведущей звездочки цепной передачи - расстояния от опоры 2 до середины консольной законцовки вала (схемы №1 и №2).

- для радиального  шарикоподшипника (схема №1, прямозубая передача).

6.2.2 Определение радиальной консольной силы .

При установке на выходном валу  ведущей звездочки цепной передачи:

ПринимаемFK = 8465 Н

6.2.3 Реакции опор (рис 7.6.б)

Проверка:

6.3 Реакции опор для расчёта подшипников

6.4 Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности.

 

Эквивалентные нагрузки:

6.5. Схема установки назначенных шарикоподшипников - враспор 

(подшипники – разд. 4.2).

В этом случае в соответствии с расчетной схемой (см. рис. 7.6.а):

;

6.6. Коэффициент осевого нагруження  е

по таблице 7.2 (1, стр 113) принимается равным:

е = 0 – для радиальных  шарикоподшипников.

При этом Х=1 ; Y=0.

6.7. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

,где

V – коэффициент вращения кольца :

V=l – вращается внутреннее кольцо (см 1, стр. 117);

  коэффициент динамичности нагрузки:

(для кратковременной перегрузки до 150 % номинальной нагрузки);

 – температурный коэффициент:

– при  (см. 1, стр. 117)

= 11740,585 Н ;

Принимаем Pr2 = 16436,82 Н

6.8. Расчетный скорректированный ресурс подшипника

 , где

– коэффициент надежности:

– при вероятности безотказной работы 90 % (табл. 7.7, стр. 119);

– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника, а также от условий его работы:

– для однорядных шарикоподшипников в обычных условиях;

принимаем а23=0,75

– радиальная динамическая грузоподъемность подшипника (разд. 4.3);

 показатель степени:

– для шарикоподшипников (см 1, стр 119);

 частота вращения выходного вала

- заданный ресурс работы привода в часах (разд. 2.2).

6.9. Проверка выполнения условия 

6.10. При выполнении условий  и , предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

ЧАСТЬ 7. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ

7.1 ВХОДНОЙ ВАЛ.

- вращающий момент на входном валу ().

Н м

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

 I-I – диаметр впадин зубьев шестерни: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений – галтельные переходы от поверхности зубьев к диаметру впадин;

 II- II – место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

7.1.1Определение силовых факторов.

 Сечение I-I:

Изгибающие моменты:

 в горизонтальной плоскости (XOZ):

 в вертикальной плоскости (YOZ) с права от сечения:

момент от консольной силы:

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Сечение II- II:

Изгибающий момент:

Крутящий момент:

7.1.2 Геометрические характеристики опасных сечений вала.

 Сечение I-I:

где

- диаметр впадин шестерни (раздел 4.1)

= 58,75 мм

 Сечение II- II:

где

- диаметр входного вала под внутреннее кольцо подшипника (раздел 4.2)

= 55 мм

7.1.3 Расчет вала на статическую прочность.

Сечение I-I:

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием)  и напряжение кручения :

, МПа

, МПа , где

- коэффициент перегрузки (см. раздел 1.1,  =  = 2,5)

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где

- предел текучести по нормальным напряжениям;

- предел текучести по касательным напряжениям.

и  смотри табл. 10,2  для стали 40Х и  = 900 МПа (1, стр. 185)

=750 МПа,

=450 МПа.

       

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

= 2.0

 

Сечение IIII

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием)  и напряжения кручения :

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

=

=

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

= 2.0

7.1.4. Расчет вала на сопротивление усталости 

Сечение II

Определяются амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

МПа

Шестерня выполнена заодно с валом, поэтому концентраторы напряжений – гантельные переходы от поверхности зубьев к диаметру впадин. Зубья шестерни шлифуются с Ra=0,8мкм.По табл. 10.12(1, стр. 192) для :

- для шлицев;

-для эвольвентных шлицев.

По табл. 10.7 (1, стр.191) для диаметра, для кручения и изгиба:

 Примечание: в случае несовпадения значения  с табличными значениями диаметра вала необходимо применить формулу интерполяции:

 и - коэффициенты, учитывающие влияние качества поверхности.

По табл. 10.8 (1, стр. 191) для  и чистового шлифования:

=0,91...0,86; =0,95...0,92. 

Примечание: из рекомендуемого диапазона значений коэффициентов  и принимаются средние значения.=0,885, =0,935

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

=1 – для неупрочняемых поверхностей.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  

где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 10.2,  для стали 40Х, = 900 МПа).

,  

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где  (табл.10.2).

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

       


Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

=2,0

Сечение IIII

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка с натягом.

По табл. 10.13 (1, стр.192) для  и

Поверхность вала шлифуется с

По табл. 10.8 (1, стр. 191) для :

=0,91...0,86; =0,95...0,92. 

=0,885, =0,935

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

=1 – поверхность вала без упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,   

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где  (табл.10.2).

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

 

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

=2,0

Вывод: статическая прочность входного вала и сопротивление усталости вала обеспечены в обоих опасных сечениях:

7.2 Выходной вал

- вращающий момент на входном валу ().

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

 I-I – место установки на вал зубчатого колеса. Установка выполнена на вал диаметром  с применением шпоночного соединения. Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами. Концентратор напряжений - паз на валу под подшипник;

 II- II – место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

7.2.1Определение силовых факторов.

Сечение I-I:

Изгибающие моменты:

 в горизонтальной плоскости (XOZ):

 в вертикальной плоскости (YOZ):

момент от консольной силы:

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Сечение II- II:

Изгибающий момент:

Крутящий момент:

 

7.2.2 Геометрические характеристики опасных сечений вала.

 Сечение I-I:

где

мм

 Сечение II- II:

где

=80 мм

7.2.3 Расчет вала на статическую прочность.

 Сечение I-I:

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием)  и напряжение кручения :

, МПа

, МПа , где

- коэффициент перегрузки (см. раздел 7.1.3,  =  = 2,5)

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где

- предел текучести по нормальным напряжениям;

- предел текучести по касательным напряжениям.

и  смотри табл. 10,2  для стали 40Х и  = 900 МПа (1, стр. 185)

=750 МПа,

=450 МПа.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

= 2.0

Сечение IIII

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием)  и напряжения кручения :

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

=

=

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

= 2.0

7.2.4. Расчет вала на сопротивление усталости 

Сечение II

Определяются амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

При установке зубчатого колеса на вал применено шпоночное соединение, поэтому концентратор напряжений в сечении- шпоночный паз. По табл. 10.11 (1, стр. 192) для при выполнении паза концевой фрезой :

- для шлицев;

-для эвольвентных шлицев.

По табл. 10.7 (1, стр.191) для диаметра, для кручения и изгиба:

 и - коэффициенты, учитывающие влияние качества поверхности.

По табл. 10.8 (1, стр. 191) для  и чистового шлифования:

=0,91...0,86; =0,95...0,92. 

=0,885, =0,935

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

=1 – для неупрочняемых поверхностей.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  

где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 10.2, для стали 40Х, = 900 МПа).

,  

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где  (табл.10.2).

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:


Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

=2,0

Сечение IIII

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка с натягом.

По табл. 10.13 (1, стр.192) для  и

Поверхность вала шлифуется с

По табл. 10.8 (1, стр. 191) для :

=0,91...0,86; =0,95...0,92. 

=0,885, =0,935

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

=1 – поверхность вала без упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,   

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где  (табл.10.2).

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

=2,0

Вывод: статическая прочность выходного вала и сопротивление усталости вала обеспечены в обоих опасных сечениях.

          

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1   П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для студентов ВУЗов. Москва, 2003

2.   В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. Москва, 2002 (Подборка справочных данных для курсового проекта по «Деталям машин»).

3.   Курсовое проектирование деталей машин. Авторы: Чернавский С.А. и др. Москва, 1988 (рис. 10.18 и таблицы 10.2 и 10.3, стр. 240...242)

4.   Расчет приводов в 2-х частях. Учебно – методическое пособие часть 1-ая, издание 2008 год.


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

ЗРФ 00.00.000 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

одпись

Дата

Лист

10

ЗРФ 00.00.000 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

51

ЗРФ 00.00.000 ПЗ


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

22617. Вивчення коливань струни 63 KB
  Якщо у iдеально гнучкої однорiдної струни що має нескiнчену довжину i знаходиться у станi рiвноваги вiдтягнути маленьку дiлянку та потiм вiдпустити її то виникає збурення яке пересувається вздовж струни у двох протилежних напрямках утворюючи двi бiжучi поперечнi хвилi. Якщо довжина струни скiнчена то бiжучi хвилi вiдбиваються вiд її кiнцiв. Фази та амплiтуди вiдбитих хвиль залежатимуть при цьому вiд положення та засобу закрiплення кiнцiв струни.
22618. Прямі вимірювання 929.5 KB
  Щоб отримати наближені значення похибки у формулу підставляють не істинне а так зване дійсне значення вимірюваної величини. Коли мова йде про похибки то їх звичайно підрозділяють на 3 категорії: промахи систематичні похибки та випадкові похибки. Промахи або грубі похибки виникають як результат неуважності експериментатора несправності приладів різких відхилень в умовах проведення експерименту стрибок напруги в електричній мережі та таке інше. Систематичні похибки відзначаються тим що не змінюються протягом часу.
22619. Вимірювальний практикум. Механіка 23 KB
  Вступні лекції Перша лекція Друга лекція Третя лекція Вимірювальний практикум Визначення густини твердого тіла Вимірювання струмів та напруг у колах постійного струму Вимірювання опорів за допомогою мостової схеми постійного струму Вимірювання електрорушійної сили ЕРС та напруг компенсаційним методом Градуювання напівпровідникового датчика температури Методичні вказівки до лабораторної роботи €œЕлектронний осцилограф€ Завдання до лабораторної роботи €œВизначення питомого опору провідника€ Механіка Вивчення коливань струни Вивчення...
22620. Вимірювання опорів за допомогою мостової схеми постійного струму 57.5 KB
  Вимірювання опорів за допомогою мостової схеми постійного струму. Вимірювання невідомих опорів за допомогою мосту Уітстона. Вимірювальні магазини опорів блок гальванометрів джерело живлення набір невідомих опорівз'єднувальні провідники.1 Вона складається з чотирьох опорів R1 R2 R3 R4 утворюючих плечі мосту гальванометра G та джерела живлення U підключених відповідно до діагоналей мосту ВД та АС.
22621. Крутильний балістичний маятник 181 KB
  Визначення швидкості польоту кулі у повітрі за допомогою крутильного балістичного маятника. Макетна установка для здійснення непружної взаємодії кулі та крутильного балістичного маятника вимірювання його кута відхилення та періоду колівань металеві кулі. Як у випадку балістичного так і балістичного крутильного маятника час співудару кулі з маятником значно менший порівняно з періодом виникаючих коливань Т тобто маятник не встигає відчутно відхилитися за час співудару. Якщо під час руху маятника знехтувати моментом сил тертя то можна...
22622. Вимірювання струмів та напруг у колах постійного струму 60 KB
  Для вимірювань у колах електричного струму користуються електровимірювальними приладами які промисловість випускає у великій кількості. Найчастіше вимірювання у колах постійного струму здійснюється за допомогою приладів магнітоелектричної системи. Магнітоелектричні прилади дозволяють отримати кут повного відхилення стрілки у межах 90 100 і можуть бути використані для вимірювань тільки постійного струму.
22623. Градуювання напівпровідникового датчика температури 81.5 KB
  При вимірюванні опору постійному струму натискати кнопку K можна тільки після підключення об'єкту вимірювання.Зняти залежність опору напівпровідникового датчика від температури та побудувати графік T = f R. Наприклад як фізичний принцип за яким можна побудувати термометр широко використовується залежність опору R від температури Т. Для реєстрації незначних змін опору супутніх незначним перепадам температур потрібна апаратура високої точності а це ускладнює але не виключає зовсім застосування металів як датчиків температури.
22624. Визначення моментів інерції твердого тіла 246.5 KB
  Визначення моментів інерції твердого тіла.Експериментальне визначення параметрів еліпсоїда інерції твердого тіла. 3 Запишемо це векторне рівняння у проекціях на вісі координат з початком у точці беручи до уваги що : 4 З метою спрощення зробимо наступні позначення у рівняннях 4: 5 Вирази позначені однаковими подвійними індексами відтворюють моменти інерції тіла відносно відповідних осей наприклад ОХ ОУ ОZ тобто ті моменти інерції...
22625. ГІРОСКОП 112.5 KB
  Вимірювання швидкості прецесії гіроскопа. Визначення моменту імпульсу та моменту інерції гіроскопа. Макетна установка для спостереження явища регулярної прецесії гіроскопа та виконання необхідних вимірювань. Головне припущення елементарної теорії гіроскопа полягає у тому що і при повільному русі осі обертання у будьякий момент часу момент імпульсу гіроскопа відносно його нерухомої точки вектор вважається направленим по осі гіроскопа у той же бік що й вектор кутової швидкості .