80413

Проект привода цепного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбор электродвигателя и расчетов силовых и кинематичсеких параметров цепного транспортера. Расчет тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора. Расчет тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора. Расчет быстроходного вала. Расчет промежуточноо вала. Расчет тихоходного вала

Русский

2017-10-05

1.29 MB

9 чел.

Содержание

Введение

Техническое задание

1 Выбор электродвигателя и расчетов силовых и кинематичсеких       параметров цепного транспортера

2 Расчет тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора

3 Расчет тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора

4 Расчет быстроходного вала

5 Расчет промежуточноо вала

6 Расчет тихоходного вала

Заключение

Список использованных источников

Приложение А

Приложение Б

Приложение В

Приложение Г

Приложение Д

Техническое задание

1  Выбор электродвигателя и расчеты силовых и кинематических параметров цепного транспортера

       1.1 Потребляемая мощность цепного транспортера

                                                 ,                                              (1.1)

гдеFt= 7*103Н – окружное усилие;

V=0,725 м/с –скорость конвейера.

кВт

       1.2 Определение КПД конвейера

,                                      (1.2)

         где  = 0,98 – КПД муфты;

з.з=0,96 – КПД зубчатой передачи;

п= 0,99 КПД подшипника качения;

ц.п.= 0,92 – КПД цепной передачи.

       1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя

,                                                   (1.3)

         где Рзв=5,075 кВт – мощность на цепи транспортера;

         = 0,79 – общее КПД привода.

кВт

       1.4 Предварительное определение частоты  вращения приводного вала

,                                             (1.4)

         гдеV=0,725 м/с – скорость цепи транспортера.

,                                         (1.5)

         гдеD0- диаметр делительный окружности звездочки;

P=100мм – шаг тяговой цепи;

Z=8 – число зубьев.

мм

Подставим полученные данные в формулу:

об/мин.

1.5  Выбор передаточных чисел для тихоходной и быстроходной ступеней                                      редуктора  в соответствии с твердостью зубьев

                                                   ,                                          (1.6)

- рекомендуемое передаточное число тихоходной ступени.

- рекомендуемое передаточное число быстроходной ступени.

т.е. ориентировочная частота вращения электродвигателя равняется

                                        (1.7)

  1.6 Выбор электродвигателя производится согласно предварительного расчета

Выбираем двигатель АИР 132S4/1440 ТУ 16 – 525.654 – 84 [1] (табл. 24.9)

Мощность двигателя – 7,5 кВт.

Синхронная частота вращения – 1500 мин-1

Номинальная частота вращения  - 1440 мин-1

Тmax/Tnom=2,2

  1.7  Уточняющий расчет общего передаточного числа редуктора.

    (1.8)

где   - номинальная частота вращения двигателя.

- частота вращения приводного вала транспортера.

Передаточные числа быстроходнойiби тихоходнойiт ступеней редуктора определяем по следующим соотношениям [1] (табл. 1.3)

1.8   Определение вращающих моментов на валах привода

             -вращения промежуточного вала редуктора:

- частота вращения тихоходного вала:

 1.9   Определение вращающих моментов на валах:

- на приводном валу.

,     (1.9)

где - окружное усилие на 2-х звездочках

,

- на тихоходном валу редуктора.

,                         (1.10)

где  - КПД муфты;

- КПД цепной передачи;

- КПД подшипников качения;

- КПД зубчатой передачи

- на промежуточном валу.

,                (1.11)

где- передаточное число тихоходной ступени.

- КПД зубчатой передачи.

- на быстроходном валу.

,     (1.12)

- на валу электродвигателя.

,      (1.13)

где  - КПД муфты.

2  Расчёт быстроходной цилиндрической косозубой передачи редуктора

 2.1   Выбор материала зубчатых колеса и шестерни.

В качестве материала зубчатых колеса и шестерни выбираем сталь 40 ХН ГОСТ 4543-71.

Термообработка:

- для колеса – улучшение 235 – 262 НВ,σт=630 Мпа.

- для шестерни – улучшение 269 – 302 НВ, σт=750 Мпа.

Зубья колеса и шестерни из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению [1] (стр. 11, табл. 2.1)

 2.2   Определение допустимых контактных напряжений

- для шестерни:

   (2.1)

- для колеса:

где - предел контактной выносливости, Мпа.

- коэффициент долговечности.

- коэффициент влияния шероховатости [1] (стр. 13)

- коэффициент влияния окружной скорости [1] (стр. 14)

- коэффициент запаса прочности [1] (стр. 13)

Для улучшенных колес согласно [1] (табл. 2.2) принимаем

Коэффициент долговечности:

при ,    (2.2)

где - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращенияnmin-1 и время работыLh часов.

,     (2.3)

- для шестерни:

- для колеса:

,     (2.4)

гдеn – частота вращения (шестерниn1=1440 мин-1, колесаn2=186мин-1)

nз =1 – число вхождений в зацеплении зубьев рассчитываемого колеса (шестерни) за один его оборот.

Lh – суммарное время работы передачи:

,    (2.5)

где число лет работы.

,

ч.

Подставим в формулу (2.4).

Получается что т. к. в соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших, то при принимают, следовательно.

Подставив значения в формулу (2.1) получим.

- для шестерни

- для колеса

Для цилиндрических передач с непрямыми зубьями, в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии, допускаемые напряжения можно повысить до значения.

при

Условие выполняется , поэтому расчет ведем по наименьшему значению для колеса.

 2.3   Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба:

- для шестерни ,                (2.6)

- для колеса

где и - придел выносливости при отнулевом цикле [1] (стр. 14, табл. 2.3) для улучшенных сталей.

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

- коэффициент запаса прочности, по рекомендации [1], (стр. 15) для улучшенных  колес.

- коэффициент долговечности.

, при ,    (2.7)

где - для улучшенных колес, по рекомендации [1], (стр.15).

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости. По рекомендации [1], (стр. 15).

; - ресурс передачи.

В соответствии с кривой усталости, напряжения не могут иметь значений меньших. Поэтому при принимают, следовательно.

Т. к. привод транспортера не реверсивный, то при одностороннем приложении нагрузки.

Подставив найденные значения  в формулу (2.6) получим:

 2.4 Проектный расчет быстроходной, цилиндрической косозубой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния :

,     (2.8)

где К – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев, К принимаем равным 10 по рекомендации [1], (стр. 17).

- передаточное число быстроходной ступени.

- вращающий момент на шестерни.

мм.

Окружная скорость  вычисляется по формуле:

В соответствии с найденной окружной скоростью согласно [1], (стр. 17, табл. 2.5) выбираем 9 – ю степень точности.

Уточняющий расчет межосевого расстояния.

,            (2.9)

где      по рекомендации [1], (стр. 17).

- допустимое контактное напряжение.

.

- коэффициент ширины.

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, рассчитывается по формуле:

,     (2.10)

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения  [1], (стр. 17, табл. 2.6)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки рассматривают в начальный период работы и после приработки.

выбираем  по [1], (стр. 19, табл. 2.7) из соотношения:

следовательно

коэффициент определяем по формуле:

где: - коэффициент, учитывающий приработку зубьев [1], (стр. 19, табл. 2.8).

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяют по формуле:

где:  при условии

- для зубчатых колес с твердостью  >350 НВ [1], (стр. 20).

- степень точности.

следовательно

Подставив полученные значения в формулу (2.10), получим.

Подставив полученные значения  в формулу (2.9), получим.

мм

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по ряду размеровRa 40 [1], (стр. 410, табл. 24.1).

aw= 112 мм.

  2.5  Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

гдеaw= 112 мм – межосевое расстояние.

- передаточное число быстроходной ступени.

мм.

Ширина:

где - коэффициент ширины.

aw= 112 мм – межосевое расстояние.

b2= 0,4  112 = 44.8 мм.

Округляем полученное значение до стандартного числа [1], (стр. 410, табл. 24.1).

b2= 45 мм.

  2.6 Модуль передачи

Максимально допустимый модульmmax, мм определяют из условия не подрезания зубьев у основания.

гдеaw= 112 мм – межосевое расстояние.

-- передаточное число быстроходной ступени.

мм.

Минимальное значение модуляmmin, мм определяют из условия прочности.

  ,             (2.11)

где - для косозубых передач по рекомендации [1], (стр.20).

- допускаемое напряжение изгиба.

- вращающий момент на шестерне.

- передаточное число быстроходной ступени.

aw= 112 мм – межосевое расстояние.

b2= 45мм – ширина колеса.

коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле.

гдекоэффициент, учитывающий динамику нагружения [1], (стр. 20, табл. 2.9).

коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределения нагрузки между зубьями берем равным по рекомендации [1], (стр. 20).

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

Следовательно

Подставив полученные значения  в формулу (2.11).

мм.

 Из полученного диапазона (mmin . . .mmax) модулей принимают меньшее значениеm, согласуя его со стандартным.

мм.

  2.7   Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес.

гдемм – модуль передачи.

b2= 45 мм – ширина колеса.

Суммарное число зубьев:

гдеaw = 112 мм – межосевое расстояние.

мм – модуль передачи.

Действительное значение угла наклона зуба.

Угол наклона зуба принимаем равным 70.

  2.8   Число зубьев шестерни и колеса.

Определение числа зубьев шестерни.

гдеzs = 162 - суммарное число зубьев.

- передаточное число быстроходной ступени.

Определение числа зубьев колеса.

z2=zsz1 = 162 – 26,3 =135.7

  2.9 Фактическое передаточное число быстроходной ступени цилиндрической косозубой передачи

  2.10  Диаметры колес

Определение делительного диаметра.

- шестерни: мм.

- колеса: мм.

Определение диаметров окружностей вершин и впадин зубьев колеса и шестерни.

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни.

т. к. то, следовательно

Диаметры окружностей вершин и впадин колеса.

мм

мм

2.11  Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения.

где  для косозубых передач, по рекомендации [1], (стр. 23).

мм – межосевое расстояние.

коэффициент нагрузки (определяется по формуле [2.10]).

вращающий момент на шестерне.

фактическое передаточное число.

b2= 45 мм – ширина колеса.

допускаемое контактное напряжение.

МПа

Т. к. условие  в пределах 5% выполнено, то, в соответствии с рекомендацией [1] (с. 23), ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

2.12   Силы в зацеплении

- окружная:

- радиальная:

- осевая:

2.13  Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

- в зубьях колеса:

гдекоэффициент нагрузки;

окружная сила в зацеплении;

b2 =45 мм – ширина колеса;

мм – модуль передачи;

коэффициент, учитывающий форму зуба [1], (стр. 24, табл. 2.10).

коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

МПа

Условие  выполняется,где  .

- в зубьях шестерни:

гдекоэффициент, учитывающий форму зуба [1], (стр. 24, табл. 2.10).

МПа

Условие  выполнено, где  Т.е. расчетные напряжения изгиба меньше допустимых.

3 Расчёт тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора

  3.1   Выбор материала зубчатых колеса и шестерни

В качестве материала зубчатых колеса и шестерни выбираем сталь 40 ХН ГОСТ 4543-71.

Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ 45...50HRC.  σт=750 МПа.

Зубья колеса и шестерни на поверхности имеют высокую твердость, а сердцевина зуба соответствует термообработки улучшение, что обеспечивает высокую прочность зубьев на изгиб [1] (стр. 11, табл. 2.1)

  3.2  Определение допустимых контактных напряжений

- для шестерни:

,     (3.1)

- для колеса:

,

где - придел контактной выносливости, Мпа.

- коэффициент долговечности.

- коэффициент влияния шероховатости [1] (стр. 13)

- коэффициент влияния окружной скорости [1] (стр. 14)

- коэффициент запаса прочности [1] (стр. 13)

Для колес с т.о. – улучшение и закалка ТВЧ согласно [1] (табл. 2.2) принимаем:

Коэффициент долговечности:

при ,     (3.2)

где: - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращенияnmin-1 и время работыLh часов.

      (3.3)

,      (3.4)

   гдеn – частота вращения (шестерниn3=186,40мин-1, колесаn4=54,84 мин-1)

nз =1 – число вхождений в зацеплении зубьев рассчитываемого колеса (шестерни) за один его оборот.

Lh – суммарное время работы передачи:

    (3.5)

где число лет работы.

,

ч.

Подставим в формулу (3.4).

Подставляем полученные значения и в формулу (3.2).

Получается что т. к. в соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших, то при принимают, следовательно.

гдекоэффициент долговечности для поверхностно-упрочненных материалов [1], (стр. 13), что удовлетворяет условию

Подставив значения в формулу (3.1) получим.

- для шестерни

- для колеса

Для цилиндрических передач с непрямыми зубьями, в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии, допускаемые напряжения можно повысить до значения.

при

Условие выполняется , поэтому расчет ведем по наименьшему значению для шестерни.

 3.3   Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба:

- для шестерни

,                         (3.6)

- для колеса

где и - придел выносливости при отнулевом цикле [1] (стр. 14, табл. 2.3) для сталей с закалкой ТВЧ.

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

- коэффициент запаса прочности, по рекомендации [1], (стр. 15) для колес с закалкой ТВЧ.

- коэффициент долговечности.

, при ,    (3.7)

где - для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев. По рекомендации [1], (стр.15).

 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости. По рекомендации [1], (стр. 15).

;  - ресурс передачи.

В соответствии с кривой усталости, напряжения не могут иметь значений меньших. Поэтому при принимают, следовательно.

Т. к. привод транспортера не реверсивный, то при одностороннем приложении нагрузки.

Подставив найденные значения  в формулу (3.6) получим.

  3.4  Проектный расчет тихоходной, цилиндрической косозубой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния :

,     (3.8)

где  К – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев, К принимаем равным 6 по рекомендации [1], (стр. 17).

- передаточное число тихоходной ступени.

- вращающий момент на шестерни.

мм.

Окружная скорость  вычисляется по формуле:

где   - частота вращения промежуточного вала.

В соответствии с найденной окружной скоростью согласно [1], (стр. 17, табл. 2.5) выбираем 9 – ю степень точности.

Уточняющий расчет межосевого расстояния.

,    (3.9)

где  по рекомендации [1], (стр. 17).

 - допустимое контактное напряжение.

- вращающий момент на шестерне.

- коэффициент ширины.

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, рассчитывается по формуле:

,     (3.10)

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения  [1], (стр. 17, табл. 2.6)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки рассматривают в начальный период работы и после приработки.

выбираем  по [1], (стр. 19, табл. 2.7) из соотношения:

следовательно

коэффициент определяем по формуле:

где - коэффициент, учитывающий приработку зубьев [1], (стр. 19, табл. 2.8).

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяют по формуле:

где  при условии

- для зубчатых колес с твердостью  >350 НВ [1], (стр. 20).

- степень точности.

следовательно

Подставив полученные значения в формулу (3.10), получим.

Подставив полученные значения  в формулу (3.9), получим.

мм.

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по ряду размеровRa 40 [1], (стр. 20).

мм.

  3.5   Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

где мм – межосевое расстояние.

- передаточное число тихоходной ступени.

мм.

Ширина:

где - коэффициент ширины.

мм – межосевое расстояние.

мм.

Округляем полученное значение до стандартного числа [1], (стр. 410, табл. 24.1).

мм.

  3.6   Модуль передачи

Максимально допустимый модульmmax, мм определяют из условия не подрезания зубьев у основания.

гдемм – межосевое расстояние.

- передаточное число тихоходной ступени.

мм.

Минимальное значение модуляmmin, мм определяют из условия прочности.

,   (3.11)

где  - для косозубых передач по рекомендации [1], (стр. 20).

- допускаемое напряжение изгиба.

- вращающий момент на шестерне.

- передаточное число тихоходной ступени.

мм – межосевое расстояние.

мм – ширина колеса.

коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле.

гдекоэффициент, учитывающий динамику нагружения [1], (стр. 20, табл. 2.9).

коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределения нагрузки между зубьями берем равным по рекомендации [1], (стр. 20).

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

Следовательно

Подставив полученные значения  в формулу (3.11).

мм.

Из полученного диапазона (mmin . . .mmax) модулей принимают меньшее значениеm, согласуя его со стандартным.

мм

  3.7   Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес.

гдемм – модуль передачи.

мм – ширина колеса.

Суммарное число зубьев:

где:мм – межосевое расстояние.

мм – модуль передачи.

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа.

Действительное значение угла наклона зуба.

Угол наклона зуба принимаем равным 12.

  3.8  Число зубьев шестерни и колеса

Определение числа зубьев шестерни.

где- суммарное число зубьев.

- передаточное число тихоходной ступени.

Определение числа зубьев колеса.

  3.9   Фактическое передаточное число тихоходной ступени цилиндрической косозубой передачи

  3.10  Диаметры колес

Определение делительного диаметра.

- шестерни:

мм.

        - колеса:

мм.

Определение диаметров окружностей вершин и впадин зубьев колеса и шестерни.

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни.

т. к. то, следовательно

Диаметры окружностей вершин и впадин колеса.

  3.11  Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения.

где для косозубых передач, по рекомендации [1], (стр. 23).

мм – межосевое расстояние.

коэффициент нагрузки (определяется по формуле (3.10)).

вращающий момент на шестерне.

фактическое передаточное число.

мм – ширина колеса.

допускаемое контактное напряжение.

Если расчетное напряжение меньше допускаемогов приделах  или больше в приделах, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В данном случае больше на, значит, ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

  3.12  Силы в зацеплении

- окружная:

- радиальная:

- осевая:

  3.13  Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 - в зубьях колеса:

гдекоэффициент нагрузки.

окружная сила в зацеплении.

мм – ширина колеса.

мм – модуль передачи.

коэффициент, учитывающий форму зуба [1], (стр. 24, табл. 2.10).

коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

.

Условие  выполняется, где .

- в зубьях шестерни:

гдекоэффициент, учитывающий форму зуба [2], (стр. 24, табл. 2.10).

Условие  выполнено, где  Т.е. расчетные напряжения изгиба меньше допустимых.

4  Расчёт быстроходного вала

4.1   Форма и материал вала

Для выполнения различных конструктивных элементов вала (места под подшипник, место под шпонку и уплотнения) вал выполняют ступенчатым.

В качестве материала для вала выбираем сталь 40ХН из [1] (стр. 42)

Вал и шестерня выполняются совместно.

  4.2   Определение диаметров вала

Предварительные диаметры различных участков стальных валов редукторов определяют  по формулам [1] (стр. 42)

округляем в меньшую сторону до 20мм.

гдеtцил=3;

округляем в меньшую сторону до 25 мм

гдеr =2

округляем до 25 мм

Т.к.  мм   во избежание среза зуба устанавливаем шестерню на диаметр подшипника.

По [1] (табл. 24.10) выбираем шариковый радиальный однорядный  подшипник средней серии ГОСТ 8338-78

D=62ммd=25ммB=17ммr=2мм

Муфта упругая с  торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93

Изготовленная из стали 40Х, 45.

, , ,

На чертеже вал отмечен позицией 1

4.3 Расчетная схема быстроходного вала

Согласно предварительно намеченной конструкции вала определяем расстояние между точками приложения сил:

а=73,5 мм;b=56мм;c=38мм

При расчете быстроходной ступени были получены силы зацепления:

Ft=2419H;Fr = 887H;Fa = 297H

Консольную нагрузкуFM от муфты определяем по зависимости:

H

  1. Расчет опорных реакций в наихудшем случае нагружения

Реакция в опорах:

   - от действия силыFt

Н

Н

  - от действия силыFr

H

H

  - от действия силыFa

H

гдеd1= 43 мм – делительный диаметр шестерни быстроходной передачи;

H

  - от действия силыFM:

Н

Н

Полные реакции опор при действии силы:

H

H

Полные реакции опор при действии силы:

H

H

  1. Расчет на статическую прочность

Для проверки намечаем опасные сечения под шестерней. В сечении действует нагибающий момент

Нмм

Нмм

Нмм

Нмм

Нмм

Момент сопротивления вала шестерни изгибу

мм3

Определим номинальное эквивалентное напряжение:

МПа

Коэффициент запаса прочности по текучести:

гдеkn=2 – коэффициент перегрузки выбранного двигателя.

  1. Расчет на выносливость быстроходного вала

Определяем коэффициенты снижения придела выносливости

гдеkσF =kτF=1 – коэффициент влияния качества поверхности

kσd =kτd=0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала

kσ = 1,54 иkτ = 1,95 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

kV =1 – коэффициент поверхностного натяжения

Придел выносливости вала

МПа;

МПа

Напряжения в опасном сечении

МПа;

МПа

гдеWk=2*Wx – момент сопротивления изгибу,

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Вывод: По результатам расчетов получили достаточный коэффициент запаса прочности.

SτS

5  Расчёт промежуточного вала

  5.1   Форма и материал вала

Для выполнения различных конструктивных элементов вала (места под подшипник, место под шпонку и уплотнения) вал выполняют ступенчатым.

В качестве материала для вала выбираем сталь 40ХН из [1] (стр. 42)

Вал и шестерня выполняются совместно.

  5.2   Определение диаметров вала

Предварительные диаметры различных участков стальных валов редукторов определяют  по формулам [1] (стр. 42)

округляем до 30мм.

гдеf=1,2

гдеr =2,5

  округляем до 20 мм

 округляем до 25 мм

По [1] (табл. 24.10) выбираем шариковый радиальный однорядный  подшипник средней серии №1211  ГОСТ 28428-90

d=20D=52B=15

на чертеже вал отмечен позицией 2

4.3 Расчетная схема быстроходного вала

Согласно предварительно намеченной конструкции вала определяем расстояние между точками приложения сил:

а=73,5 мм;b=56мм;c=38мм

При расчете быстроходной ступени были получены силы зацепления:

Ftб=2419 H; Frб = 887 H; Faб = 297H

Ftп=6641 H; Frп = 2471 H; Faп = 1411H

5.4 Расчет опорных реакций в наихудшем случае нагружения

Реакция в опорах:

  - от действия силыFtбиFtп:

    Н

Н

  - от действия силыFrбиFrп:

Н

Н

  - от действия силыFапиFаб:

H

гдеd1= 63,42 мм – делительный диаметр шестерни;

d2= 187,7 мм – делительный диаметр колеса.

H

Полные реакции опоры С:

H

Полные реакции опорыD:

H

Внешняя нагрузка на вал:

B=Fa=297H

  1. Расчет на статическую прочность

Величина моментов в сечении проходящем через точку А:

Нмм

Нмм

Нмм

Перепад на эпюре:

Нмм

Величина моментов в сечении проходящем через точку В:

Нмм

Нмм

Нмм

В сечении проходящем через точку А наибольшие моменты:

Нмм

Момент сопротивления вала шестерни изгибу

мм3

Определим номинальное эквивалентное напряжение:

МПа

Коэффициент запаса прочности по текучести:

где:kn=2 – коэффициент перегрузки выбранного двигателя.

  1. Расчет на выносливость промежутоного вала

Определяем коэффициенты снижения придела выносливости:

гдеkσF =kτF=1 – коэффициент влияния качества поверхности;

kσd =kτd=0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

kσ = 1,54 иkτ = 1,95 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

kV =1 – коэффициент поверхностного натяжения.

Придел выносливости вала:

МПа;

МПа

Напряжения в опасном сечении:

МПа;

МПа

где:Wk=2*Wx – момент сопротивления изгибу,

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Вывод: По результатам расчетов получили достаточный коэффициент запаса прочности.

SτS

6.  Расчёт тихоходного  вала

  6.1  Форма и материал вала

Для выполнения различных конструктивных элементов вала (места под подшипник, место под шпонку и уплотнения) вал выполняют ступенчатым.

В качестве материала для вала выбираем сталь 40ХН из [1] (стр. 42).

Вал и шестерня выполняются совместно.

  6.2   Определение диаметров вала

Предварительные диаметры различных участков стальных валов редукторов определяют  по формулам [1] (стр. 42)

округляем до 45мм.

гдеt=2,3

округляем до 50 мм

гдеr =3

           округляем до 65 мм

По [1] (табл. 24.10) выбираем шариковый радиальный однорядный  подшипник легкой серии №1211  ГОСТ 28428-90

d=50D=110B=27

Муфта упругая с  торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93

Tкр=500Н·м   Мmax =1600 кгс/ мd=45D=280L=325l=112

На чертеже вал отмечен позицией 3

6.3 Расчетная схема тихоходного вала

Согласно предварительно намеченной конструкции вала определяем расстояние между точками приложения сил:

а=48,5 мм;b=66,5мм;c=109,5мм

При расчете тихоходной ступени были получены силы зацепления:

Ft=6641,53H;Fr = 2471H;Fa = 1411H

Консольную нагрузкуFM от муфты определяем по зависимости:

H

6.4 Расчет опорных реакций в наихудшем случае нагружения

Реакция в опорах:

  - от действия силыFt:

Н

Н

  - от действия силыFr:

H

H

  - от действия силыFa:

H

гдеd1= 216,58мм – делительный диаметр шестерни быстроходной передачи;

H

  - от действия силыFM:

Н

Н

Полные реакции опоры В:

H

Полные реакции опоры А:

H

  1. Расчет на статическую прочность

Для проверки намечаем опасные сечения под шестерней. В сечении действует нагибающий момент:

Нмм

Нмм

Нмм

Нмм

Нмм

Момент сопротивления вала шестерни изгибу

мм3

Определим номинальное эквивалентное напряжение:

МПа

Коэффициент запаса прочности по текучести:

гдеkn=2 – коэффициент перегрузки выбранного двигателя.

  1. Расчет на выносливость тихоходного вала

Определяем коэффициенты снижения придела выносливости:

гдеkσF =kτF=1 – коэффициент влияния качества поверхности;

kσd =kτd=0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

kσ = 1,54 иkτ = 1,95 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

kV =1 – коэффициент поверхностного натяжения.

Придел выносливости вала:

МПа;

МПа

Напряжения в опасном сечении:

МПа;

МПа

гдеWk=2*Wx – момент сопротивления изгибу,

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Вывод: По результатам расчетов получили достаточный коэффициент запаса прочности.

Sτ≥ S


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

41878. Создание сложных комплексных объектов в 3D MAX 1.88 MB
  Выберите в Меню создание формы линии на панели инструментов Object Type сплайны. Для этого задайтесь замкнутыми сплайнлиниями выберите Strt New Shpes сплайны и Линия Нарисуйте несколько замкнутых линий. Вернитесь в раздел геометрия выберите раздел Compound Objects на закладку ландшафт Terrin В пункте Pick Opernd выберите Pick Opernd и Reference. Выберите 2 объемные фигуры сферу и цилиндр или другие.
41879. Сброс и подбор пароля Windows7 1.49 MB
  Сброс пароля Windows7 На многих компьютерах ноутбуках и других устройствах под управлением Windows 7 пользователи устанавливают пароли на вход.Сброс пароля Windows 7 при помощи командной строки Для реализации этого способа необходим доступ к командной строке с правами Администратора.Сначала нам необходимо создать установочный диск или флешку с Windows 7.Загружаемся с диска и запускаем установку:Нажимаем Далее:Щелкаем по ссылке Восстановление системы:Немного ждем пока происходит поиск установленных Windows выбираете вашу Windows 7 и...
41880. Создание документов с помощью функции слияния 202.6 KB
  Принцип слияния: при подготовке серийного документа используются файл с основным документом и файл источника данных. В основной документ вставляются поля подстановки или поля слияния в которые затем и помещаются переменные данные в результате чего образуется готовый документ. Во время слияния MS Word строит на основе этих файлов множество необходимых документов.
41882. Элементный анализ органических веществ 84.34 KB
  В сухую пробирку насыпают черный порошок оксида меди. Добавляют половину микролопатки глюкозы и тщательно перемешивают встряхивая пробирку. Пробирку закрывают пробкой с газоотводной трубкой при этом конец трубки должен упираться в вату. Нижний конец трубки опускают в пробирку с 56 каплями баритовой воды.
41883. СТАТИЧЕСКАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ НАСТРОЙКА СТАНКА 3.23 MB
  Для выполнения любой операции механической обработки заготовок необходимо произвести настройку станка. Под настройкой понимают процесс установки и закрепления режущего инструмента, приспособлений и других устройств (упоров, кулачков и т.д.) для обеспечения необходимого взаимного положения обрабатываемой заготовки и инструмента, при котором выдерживается заданная точность обработки
41884. Исследование метеорологических условий (микроклимата) в производственном помещении 187.53 KB
  Измерить температуру влажность скорость движения воздуха создаваемую вентилятором и атмосферное давление воздуха в помещении лаборатории результаты измерений занести в таблицу 1. Определить расчетным путем относительную влажность воздуха по результатам измерений параметров микроклимата для аспирационного психрометра используя формулы 2 и 3 методических указаний. Для измерения температуры воздуха в помещении наиболее целесообразно использовать сухой термометр аспирационного психрометра. Относительная влажность воздуха Аспирационный...
41885. Информатика и системы вычисления. Сборник лабораторных работ. 108.14 KB
  Список с двумя указателями Номер абонемента Название книги дата выдачи дата возврата дата фактического возврата. Вставить новый узел в список после последнего узла с таким же номером абонентадата фактического возврата еще не заполнена. Список с головным элементом Номер мед. полисом в новый список.
41886. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ НА РАСТВОРИМОСТЬ БЕЛКОВ (НА ПРИМЕРЕ БЕЛКОВ МЯСА, РЫБЫ, МУКИ) 135.38 KB
  При жарке мяса температура в центре куска может быть 60 С полусырой бифштекс или ростбиф или 80 85 С полностью прожаренное мясо а при варке 94 96 С. При нагревании мяса и рыбы до более высокой температуры уменьшается растворимость мышечных белков уплотняются белковые студни снижается влагоудерживающая способность мяса и рыбы уменьшается сочность изделий и повышается их жесткость. Поэтому при тепловой обработке мяса и рыбы следует применять мягкие режимы тепловой кулинарной обработки стремиться сокращать продолжительность хранения...