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

66256. Урок-театр Р. Бредбери «Всё лето в один день» 87.5 KB
  Благодарю тебя Создатель Марго просыпается берёт искусственные цветы Дети считаются Мы пришли на космодром Посмотрите что на нём Раз ракета два ракета Обживай планету эту Лет по 7 здесь дождь живёт На Венеру льёт и льёт Солнце солнце выходи...
66258. Конспект урока литературного чтения 19.83 KB
  Цель: создать условия для ознакомления обучающихся с непарным мягким согласным звуком й и буквами Й й означающими этот звук на письме; способствовать формированию навыков написания буквы и. Планируемые результаты: Предметные: обся научатся определять на слух наличие в словах звука й характеризовать...
66259. Телевізійний новорічний вогник 126 KB
  Відкривається сцена. Стоять столики із стільчиками Вибігає заклопотана Пеппі-Довга панчоха. Все перевіряє, поправляє іграшки на ялинці. Пеппі. - Світло! (засвітилася ялинка) Убрать! (тухне) Здається все нормально.
66260. Крок до цивілізованого спілкування 55.5 KB
  Виховання культури мобільного спілкування. Презентації Виховання культури мобільного спілкування та Заповіді мобілемана відеоролик Правда про мобільний телефон Епіграфи: Зробимо крок до цивілізованого спілкування. Мігель Сервантес Єдина справжня розкіш...
66262. Біологія комплексна наука про живу природу 75 KB
  Знати поняття про те що біологія комплексна наука про живу природу; повторити і систематизувати знання студентів про рівні організації живого. План Біологія комплексна наука про живу природу. Біологія − комплексна наука про живу природу.
66263. Подорож по країні, якої немає на мапі (Свято Миколая : виховний захід для учнів 1-5кл.) 81.5 KB
  Шевчук тихо звучить повільна звучить мелодія Ведучий1: Світ дивовижний вас вітає Всіх тих хто вдумливо читає І тих хто любить мандрувати Та прагне більше пізнавати Кмітливих добрих та відважних А ще звичайно і уважних Звеселить він і причарує Окрилить тим що подарує Казок чудовий хоровод.