4296

Проектирование привода конвейера. Детали машин

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбор электродвигателя. Определение придаточных чисел привода. Межосевое расстояние. Предварительные основные размеры колеса. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремнем малого шкива. Радиальные реакции опор от сил в зацепление. Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности.

Русский

2012-11-16

4.11 MB

24 чел.

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) = (93,5 … 87,5) 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

82027. Взаимосвязь межличностных отношений и учебной мотивации детей младшего школьного возраста 496.5 KB
  Теоретические основы взаимосвязи межличностных отношений и мотивации учебной деятельности младших школьников. Мотивация учебной деятельности младших школьников. Влияние межличностных отношений на мотивацию учебной деятельности младших школьников.
82028. Интернет-коммуникации в деятельности предприятия (на примере проекта «Инфодонск» (ИП Кузнецова Г. В.)) 4.81 MB
  Интернет объединил в себе интерактивный характер коммуникации, гипермедийную природу и возможность построения индивидуального взаимодействия. Глобальная компьютерная сеть является одновременно и новой средой общения, и рынком с десятками миллионов потенциальных клиентов, обладающих достаточно высоким уровнем дохода.
82029. Анализ проблем неправомерного поведения военнослужащих и профилактика правонарушений 263.5 KB
  Сущность и понятие правонарушения. Правонарушения военнослужащих Внутренних Войск МВД Российской Федерации. В борьбе с правонарушениями основные усилия должны быть направлены на профилактику этих проступков и на устранение причин их порождающих.
82030. Учение об отвержении «Я» и самости в Священном Писании и Рейнской мистике 461 KB
  Сравнительный анализ учения рейнских мистиков о самости и Я со Священным Писанием. Учение рейнских мистиков об отвержении Я и самости в контексте Священного писания. Преодоление самости и Я как условие союза человека с Богом.
82031. Назначение, устройство, техническое обслуживание и ремонт системы смазки двигателя ваз 2106 145.53 KB
  Устройство коленчатого вала. Введение Основное назначение системы смазки двигателя снижение износа трущихся деталей двигателя: поршней цилиндров подшипников коленчатого вала механизма газораспределения. Канал подачи масла к коренному подшипнику коленчатого вала...
82032. Техническое обеспечение и ремонт системы охлаждения (термостата) автомобиля 608.19 KB
  Принцип работы двигателя внутреннего сгорания (далее — ДВС) представляет собой строгую очередность микровзрывов горючей смести в цилиндрах. Соответственно повышается и температура двигателя, которая становится критической.
82033. Пантограф П5- назначение, конструкция, неисправности, ремонт 145.48 KB
  Основным надежной работы токоприемника или как говорят специалисты высокого качества токосъема является прежде всего постоянство нажатия токоприемника на контактный провод. Но с другой стороны большее нажатие увеличивает механический износ контактного устройства токоприемника.
82034. Приготовление солянки сборной мясной на сковороде и хвороста 269 KB
  Мясо и мясные продукты составляют основную часть рациона питания человека. Лишь некоторые воздерживаются от употребления мяса и питаются исключительно вегетарианской пищей. Не смотря на то что человек употребляет мясо на протяжении нескольких тысяч лет, споры о пользе и вреде этого продукта не утихают.
82035. Расчет автоматизации систем управления котельным агрегатом типа БКЗ-420/140нгм 126.49 KB
  Большинство современных теплотехнических измерительных приборов основано на применении электрических принципов измерения неэлектрических величин температуры давления расхода и пр. Допускается максимально длительная паропроизводительность котла 450 т ч без увеличения давления в барабане.