Расчет цепного конвейера

Содержание

Введение

1.Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

1.2 Определение мощности на валах ,частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

2.Расчет передач

2.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

2.2 Расчет закрытой ортогональной конической передачи

2.3 Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступени

3.Расчет валов

3.1 Расчет быстроходного вала

3.1.1 Материалы и термообработка валов

3.1.2 Проектный расчет валов

3.1.3 Проверочный расчет валов

3.2.Расчет промежуточного вала

3.2.1 Материалы и термообработка валов

3.2.2 Проектный расчет валов

3.2.3 Проверочный расчет валов

3.3.Расчет промежуточного вала

3.3.1 Материалы и термообработка валов

3.3.2 Проектный расчет валов

3.3.3 Проверочный расчет валов

3.4.Расчет тихоходного вала

3.4.1 Материалы и термообработка валов

3.4.2 Проектный расчет валов

3.4.3 Проверочный расчет валов

4.Расчет и подбор подшипников

4.1.Расчет подшипников быстроходного вала

4.1.1 Выбор типа подшипников

4.1.2 Расчет подшипника

4.2.Расчет подшипников промежуточного вала

4.2.1 Выбор типа подшипников

4.2.2 Расчет подшипников

4.3.Расчет подшипников промежуточного вала

4.3.1 Выбор типа подшипников

4.3.2 Расчет подшипника

4.4.Расчет подшипников тихоходного вала

4.4.1 Выбор типа подшипников

4.4.2 Расчет подшипника

5.Расчет шпоночных соединений

5.1 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

5.3.1 Расчет соединения вал-ступица колеса

5.4 Расчет соединения вал-муфта

5.4.1 Расчет соединения вал-муфта на быстроходном валу

5.4.2 Расчет соединения вал-муфта на тихоходном валу

6.Подбор муфты

6.1 Подбор муфты на тихоходный вал

6.2 Подбор муфты на быстроходный вал

7.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Литература

Введение

Проектный расчет цепного конвейера включает в себя электродвигатель АИР 71В2 ТУ 16-525.564-84 исполнение 1081, крутящий момент которого передается через муфту упругую со звездочкой 31,5-18-1-22-1 УЗ ГОСТ 14084-76 на редуктор. С помощью редуктора увеличивается крутящий момент и уменьшается частота вращения на приводном валу. От редуктора крутящий момент передается через муфту цепную 250-40-1,1 ГОСТ 20742-75 на тяговую звездочку. Электродвигатель с редуктором устанавливаются на раму изготовленной из швеллеров.

Станция приводная служит для привода цепного конвейера.

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

Исходные данные

Р_эд - мощность электродвигателя, кВт

n_эд-частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

U_общ - передаточное число редуктора

Р_эд = 1,1 кВт

n_эд = 2805 мин^-1

U_общ = 50

1.1 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

Рассмотрим коническо-цилиндрическую часть как редуктор.

U_т = 1,1U_ред=1,1 = 7,78

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_т = 8 [1]

U_б = 2,5 [1]

U_к.ц. = 82,5=20= U_т

U_б = U_ред/U_т = 50/20 = 2,5

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_б^ст = 2,5

Назначим электродвигатель 71В2 ТУ16-525.564-84. Исполнение 1081. Р_эд=1,1кВт, n=2805мин^-1

1.2 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P₁ = P_э у_м =1,1 0,98 = 0,98 кВт

P₂ = P₁ у_ц.п. = 1,078 0,97 = 1,046 кВт

P₃ = P₂ у_к.п. = 1,046 0,96 = 1,004 кВт

P₄ = P₃ у_ц.п. = 1,004 0,97 = 0,974 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя. Если вал редуктора непосредственно соединяется с валом электродвигателя, то

n₁ = n_э =2805 мин^-1

n₂ = n₁ /u₂ = 2805/2.5 = 1122 мин^-1

n₃ = n₂ /u₃ = 1122/2,5 = 448,8 мин^-1

n₄ = n₃ /u₄ = 448,8/8 = 56,1 мин^-1

Крутящие моменты определяются по формуле:

T_i = 9550 P_i/n_i, Нм

где T_i - крутящий момент на i-том валу, Н * м;

Р_i - мощность на i-том валу, кВт;

n - частота вращения i-того вала, мин^-1

T₁ = 9550 P₁/n₁ = 9550 1,078/2805 = 3,67. Нм

T₂ = 9550 P₂/n₂ = 9550 11,046/1122 =8,9 Нм

T₃ = 9550 P₃/n₃ = 9550 1,004/448,8 = 21,364. Нм

T₄ = 9550 P₄/n₄ = 9550 0,974/56,1 = 165,806 Нм

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1. Результаты расчётов.

Валы	Мощности на валах, кВт	Частоты вращения валов, мин-1	Крутящие моменты на валах, Нм	Передаточные числа передач
1 2 3 4	1,078 1,046 1,004 0,974	2805 1122 448,8 56,1	3,67 8,9 21,364 165,806	50 2,5 2,5 8

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Исходные данные:

T₁ = 21,36 Нм;

Т_г = 165,81 Нм;

n₁ = 448,8 мин^-1

n₂ = 56,1 мин^-1

u = 8

L = 5 лет

К_с = 0,33 [1]

K_Г = 0,5 [1]

Выбор материала и термической обработки колес.

Шестерня -Сталь 45 -улучшение, Н = 269-302 НВ

Колесо -Сталь 45 - улучшение, Н =235-262НВ

Определение допускаемых напряжений

Определяем срок службы передачи

Срок службы передачи t_У, ч, определяют по формуле:

t_У = L 365 K_г 24 К_с = 53650,5240,33 = 7227 часов

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

[у]_HO допускаемое напряжение, МПа, определяется по формуле:

[у]_H = [у]_HO Z_N

где [у]_HO базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N -коэффициент долговечности

Базовые допускаемые напряжения [у]_HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле:

[у]_HO = у_Hlim Z_R Z_V/S_H,

где у_Hlim - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей Z_R= 0,95;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости,Z_V = 1 [1]

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H =1,2 - при однородной структуре материала;

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

Z_N = N_HO/N_HE>1,

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, т=6.

Базовое число циклов нагружения N_HO принимается равным

N_HO = HB³ < 1210⁷

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется по зависимости:

N_HE = 60 n t ( T_i /T_H)^m/2 t_i/t =60 n t (a₁b₁³ + a₂b₂³ + a₃b₃³)

где a, b - коэффициенты с графика нагрузки

Шестерня

[у]_HO = (2285,5+70)0,951/1,2 = 507,5МПа

N_HO = 285,5³ = 2,3310⁷

N_HЕ = 60448,87227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) = 7,2710⁷МПа

Z_N = 1,т.к. N_HЕ>N_HО

[у]_H1 = 507,5Мпа

Колесо

[у]_HO = (2248,5+70)0,951/1,2 = 448,9Мпа

N_HO = 248,5³ = 1,5310⁷

N_HE =6056,17227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) =8,2710⁶

Z_N = =1,36

[у]_H2 = 448,91,36 = 610,5Мпа

За расчётное принимаем наименьшее

[у]_H1 = 507,5Мпа

Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб допускаемое напряжение на изгиб [у]_F, МПа, определяется по формуле:

[у]_F = [у]_FО Y_A Y_N

где [у]_FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

Y_A - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: Y_A=1[1]

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [у]_FО для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле:

[у]_FО = у_FimY_RY_XY_б/S_F

где у_Fim - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

Коэффициент долговечности Y_N определяют как:

Y_N= N_FO/N_FE>1

где N_FO - базовое число циклов нагружения, N_FO =410⁶

N_FЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

т ~ показатель степени кривой выносливости;

т=6-улучшение, нормализация, азотирование;

Эквивалентное число циклов нагружения N_FЕ определяются по формуле:

N_FЕ = 60 n t (T_i/T_H)^m t_i/t =

60 n t (a₁b₁^m+ a₂b₂^m+ a₃b₃^m}

Шестерня

[у]_FО =1,75285,5111/1,7 =293,9МПа

N_FЕ = 60448.87227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 5.5210⁷

Y_N = 1, т.к. N_FE > N_FO [1]

[у]_F1 =293,911=293,1Мпа

Колесо

[у]_FО =1,75248,5111/1,7 =255,8Мпа

N_FЕ = 6056.17227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 6.8110⁶

Y_N = 1, т.к. N_FE > N_FO [1]

[у]_F2 = 255.811.0 = 255.8МПа

Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач

Определение межосевого расстояния

a_w = K_a (u+1)K_HT₁/ ш_a u[у]_H²,

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450 [1];

ш_a- коэффициент ширины;

Коэффициент нагрузки определяется как произведвние трёх коэффициентов:

K_H = K_HбK_HвK_HV,

где K_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_HV - коэффициент динамичности нагрузки.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для прямозубых колес,

К_На =1[1] ,

Ш_bd = 0.5 Ш_ba(u+1) =0.50.315(8+1) = 1.42

K_Hв = 1.13 [1]

K_HV = 1.2 [1]

K_H =11.131.2 = 1.36

a_w = 450*(8+1) мм

Согласуем со значением нормального ряда чисел: a_w = 140мм

Определение модуля передачи

m = (0.01-0.02) a_w; m = 1.4 …2,8мм

m₁ = 1.5m₂ = 1.75 m₃ = 2m₄ = 2.25 m₅ = 2.5

Выбираем стандартный модуль (по ГОСТ 9563-80) m = 1.75мм

Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

zУ = 2aw/m = 2140/1.75 =160

Определение числа зубьев шестерне

z1 = zУ/u+1 =160/9 = 17,8 = 18

Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления

z₂ = z_У- z₁ = 160-18 = 142

Определение геометрических размеров колес

Шестерня Колесо

Делительные диаметры

d₁ = mz₁ = 1.7518 = 31.5mm

d₂ = mz₂ = 1.75142 = 248.5mm

Hачальные диаметры

d_w1 = d₁ = 31.5мм

d_w2 = d₂ = 248.5мм

Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ +2m = 31.5+21.75 = 35mm

d_a2 = d₂ +2m =248.5+21.75 = 252mm

Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁-2.5m = 31.5-2.51.75 = 27.125mm

d_f2 = d₁-2.5m = 248.5-2.51.75 =224,125мм

Ширины

b₁ =b₂ +5 = 50

b₂ = Шaaw = 0.315140 = 44.1;

b₂ = 45mm

Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие

F_t = 2T/d

где F_t- окружное усилие, кН

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н * м;

d - делительных диаметр колеса, мм;

F_t = 221,36/31,5 = 1,35кН

Радиальное усилие для прямозубой передачи

F_r=Ftga_w,

где a_w - угол зацепления, a_w =20° для стандартной и равносмещенной передачи.

Радиальное усилие для косозубой передачи определяют по формуле

F_r = 1,35tg20⁰ =0,49кН

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения

[у]_F1/Y_{F1 и} [у]_F2/ Y_F2

Y_F1 = 4,25 Y_F2 = 3,75

293,9/4,25 < 255,8/3.65

69.2<70,1

Проверочный расчёт на изгиб ведётся по шестерне

у_F = 210³ Y_FK_FвK_FVT/(m²2b)< [у]_F,

где у_F - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки.

Ш_bd = 45/31.5 = 1.43 K_Fв = 1.28 [1]

Для определения коэффициента динамичности нагрузки предварительно необходимо определить окружную скорость колеса

V= рdn/610⁴,

где V - скорость колеса, м/с;

d- делительный диаметр, мм;

р - частота вращения колеса, мин^-1

V =3.1431.5448,8/610⁴ = 0.74м/с

K_FV = 1,1

у_F = 210⁸4,251,281,121,36/(1,75²1850) = 81,5МПа

у_F =81,5МПа < [у]_F = 293.9МПа

Проверка зубьев колес на контактную прочность

у_H = Kv(K_HбK_Hв K_HVF_t(u+1))/(d₁b₂u)< [у]_H,

где у_H-контактные напряжения, Мпа;

К- вспомогательный коэффициент, К =458 [1];

K_Hб- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К = 1[1] ;

K_Hв- коэффициент концентрации нагрузки;

K_HV- коэффициент динамичности нагрузки;

F_t- окружное усилие, Н;

d₁- делительный диаметр шестерни, мм;

b₂- ширина колеса, мм.

у_H = 428v1,131,041350(8+1)/(31,5458) = 480,3МПа

у_H = 480,3МПа < [у]_H = 507,5МПа

2.2 Расчет закрытой ортогональной конической передачи

Исходные данные

T₁ =8.9 T₂ = 21,36 n₁ = 1122мин^-1

n₂ = 448,8мин^-1 u = 2,5 L = 5лет

K_c = 0.33 K_г = 0.5

Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня -Сталь 40, Н = 45-50- НRC-улучшение и закалка т.в.ч.

Колесо - Сталь 40, Н = 45-50- НRC -улучшение и закалка т.в.ч

Определение допускаемых напряжений

Определяем срок службы передачи

Срок службы передачи t_У, ч, определяют по формуле:

t_У = L 365 K_г 24 К_с = 53650,5240,33 = 7227 часов

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

[у]_H = [у]_HO Z_N

[у]_HO = у_Hlim Z_R Z_V/S_H,

где у_Hlim - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей Z_R= 0,95[1] ;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости,Z_V = 1 [1]

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H =1,2 - при однородной структуре материала;

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

Z_N = N_HO/N_HE>1,

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, т=6.

Базовое число циклов нагружения N_HO принимается равным

N_HO =(10HRC)³<1210⁷

N_HO =(1047.5)³<1.0710⁸

Шестерня

N_HO =(10HRC)³ < 1210⁷

N_HO =(1047.5)³ = 1.0710⁸

N_HE = 60 n t (a₁b₁³ + a₂b₂³ + a₃b₃³+ a₄b₄⁴) =

6011227227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³)= 1,810⁸

Z_N = 1 т.к. N_НE > N_НO [1]

[у]_HO = (1747.5+200)11/1.3 = 775МПа

[у]_H1 = 7751 = 755МПа

[у]_HO = (1747.5+200)11/1.3 = 775МПа

Колесо

N_HE = 60448,87227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³)= 7,510⁷

Z_N = v10.7/7,2=1,21

[у]_H2 = 7751,21 = 944,8МПа

[у]_HР = 775МПа

Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб допускаемое напряжение на изгиб [у]_F, МПа, определяется по формуле

[у]_F = [у]_FО Y_A Y_N

[у]_FО = у_FimY_RY_XY_б/S_F= 5501,211/1,7 = 388,28МПа

Y_N= N_FO/N_FE>1

где N_FO - базовое число циклов нагружения, N_FO =410⁶ [1]

N_FЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

т ~ показатель степени кривой выносливости:т=9;

N_FЕ = 60 n t (a₁b₁^m+ a₂b₂^m+ a₃b₃^m+a₄b₄^m)

Шестерня

N_FЕ =6011227227(0,251⁹+0,250,7⁹+0,250,5⁹+0,250,3⁹)=1.2610⁸

Y_N=1,т.к. N_FO<N_FE

[у]_F1 = 388.211 = 388.2 МПа

Колесо

N_FЕ =60448,87227(0,251⁹+0,250,7⁹+0,250,5⁹+0,250,3⁹)=5,0610⁷

Y_N=1,т.к. N_FO<N_FE

[у]_F2 = 388.211 = 388.2 МПа

Расчет закрытой ортогональной конической передачи

Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

d_e2= 1650*,

где d_e2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

K_H - коэффициент нагрузки;

Т₂ - крутящий момент на колесе, Н * м;

[у]_H^2- допускаемые напряжения на контактную прочность МПа;

V_H - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи.

Коэффициент нагрузки K_H определяют как произведение коэффициентов

K_H = K_Hв K_HV

k_beu/(2- k_be) = 0.282.5/(2-0.285) = 0.42 = K_Hв = 1.27

k_be= 0.285

d_e2 = 1650= 84,5мм

Согласуем со стандартными значениями

d_e2^ст = 80мм

Назначение числа зубьев шестерни

z_min = 13

z₁^/ = 21

z₁ = z₁^/ = 21

d_e1 = d_e2/u = 80/2.5 = 32

Определение числа зубьев колеса

Z₂ =Z₁и = 212,5 = 52,5

Полученное число зубьев округляем до целого числа - Z₂ = 53

Определение торцевого модуля

m_te = d_e2ст./Z₂ = 80/53 = 1.5мм

Согласуем со стандартными значениями

m_teст = 1.5мм

Уточнение диаметра делительной окружности колеса

d_e2 = m_teстZ₂ = 1,553 = 79,5мм

?d_e2 =¦ d_e2 - d_e2ст/ d_e2ст¦100% = 0,61% < 4%

Определение внешнего конусного расстояния

R_e = 0.5m_te vz₁²+z₂²,

где z ₁и z₂ - фактические числа зубьев шестерни и колеса.

R_e = 0.51,5v21²53² = 42,8мм

Определение ширины колес

b = k_beR_be

и = 0,28542,8 = 12,2мм

Определение углов наклона образующих делительных конусов

д₂ = arctg u_факт. = arctg 2,5 = 68⁰

д₁= 90⁰- д₂ = 90⁰-68⁰ = 22⁰

Определение диаметров колес

шестерня

колесо

Делительные диаметры

d_e1 = m_te z₁ = 1.521 =31.5mm

d_e2 = m_te z₂ = 1.553 = 79.5mm

Внешние диаметры

d_ae1 = d_e1+2(1+x₁)m_tecos д₁ =31.5+2(1+0)1.5cos22⁰ = 34.3mm

d_ae2 = d_e2+2(1+x₂)m_tecos д₂ =79.5+2(1+0)1.5cos68⁰ = 80.5mm

Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе

F_t1 = F_t2 = 2T₁/d_e1(1-0.5k_be)

где F_t1, F_t2 - окружные усилия, кН;

T₁- крутящий момент на шестерне, Н * м ;

d_e1- делительный диаметр шестерни, мм .

F_t1 = F_t2 = 28,9/31,5(1-0.50.285) =0,66кН

Осевое усилие на шестерне

F_a1 = F_ttgб sinд₁ = 6,6tg20⁰sin22⁰ = 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне

F_r1 = F_ttgб cos д₁ = 0,66tg20⁰ cos д₁ = 0,22 кН

Осевое усилие на колесе

F_a2 = F_r1 =0,22 кН

Радиальное усилие на колесе

F_r2 = F_a1 = 0.09 кН

Проверка прочности зубьев на изгиб

z_v1 = z₁/cos д₁ = 21/cos22⁰ = 22.6 = Y_F1 = 4.86

z_v = z₂/cos д₂=53/cos68⁰ = 141.5 = Y_F2 = 4.45

Далее производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения

у_F1 / Y_F1 < [у]_F2/ Y_F2

388.2/4.86 < 388.2/4.46

Расчёт ведём по шестерне

у_F = 2.710³ Y_FK_Fв K_FV T/(b K_FV m_teV_F) <[у]_F

где V_F- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической:

V_F = 0,85; K_Fв = 1+ (K_Hв-1)1.5 = 1+(1.27-1)1.5 = 1.41

V = р d_e2(1-0.5 k_be) n₂/610⁴

где n₂ - частота вращения колеса, мин^-1.

V =3,1479,5(1-0.50.285)448,8/610⁴ = 1.6м/с.

8 степень точности

K_FV = 1.1 [1];

у_F = 2.710³4,861,411,18,9/(12,231,51,50,85) = 369,7МПа

у_F = 362Мпа < [у]_F = 388.2 МПа

Проверка

у_H = 6.710⁴ v K_Hв K_HVuT ₂/(V_Hd_e2³) < [у]_H

у_H = 6.710⁴ v1.271.082.521,36/(0.8579.5³) = 877,4 МПа

у_H = 828.8 Мпа < [у]_H = 852.5 МПа

Считаем перегрузку

у_H = ([у]_Н - у_Н)/ [у]_Н 100% = 4,47%

2.3 Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Исходные данные

T₁ = 3,67 Н*м;

Т_г = 7,99 Н*м;

n₁ = 2805мин^-1

n₂ = 1122мин^-1

u = 2,5; L = 5 лет

К_с = 0,33

K_Г = 0,5

Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня -Сталь 40Х- улучшение, Н = 269-302 НВ

Колесо -Сталь 40Х- улучшение, Н =235-262НВ

Определение допускаемых напряжений

Определяем срок службы передачи

Срок службы передачи t_У, ч, определяют по формуле

t_У = L 365 K_г 24 К_с = 53650,5240,33 = 7227 часов

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность [у]_HO допускаемое напряжение, МПа, определяется по формуле

[у]_H = [у]_HO Z_N

где [у]_HO базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N -коэффициент долговечности

Z_N = N_HO/N_HE>1,

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

N_HE = 60 n t (a₁b₁³ + a₂b₂³ + a₃b₃³+ a₄b₄³)

где a, b - коэффициенты с графика нагрузки

Шестерня

[у]_HO = (1747.5+200)0.91/1,3 = 775МПа

N_HO =(HВ)³ < 1210⁷; N_HO = 285,5³ = 2,310⁷

N_HO = 6028057227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) = 4.510⁸

Z_N = 1,т.к. N_HO<N_HE

[у]_H1 = 7751 = 775 МПа

Колесо

[у]_HO = (2285,5+70)0,91/1,2 = 480,8МПа

N_HO = НВ³ < 1210⁷

N_HO = 248,5³ = 1,5310⁷

N_HE =6011227227(0,251³+0,250,7³+0,250,5³+0,250,3³) =1.810⁸

Z_N = 1,т.к. N_HO<N_HE

[у]_H2 = 480.81 = 480,8Мпа

Определяем расчётное допускаемое напряжение:

[у]_HР = 0,45([у]_H1+ [у]_H2) = 0,45(775+480,75) = 565,1 МПа

565.1 МПа <1.25480.75 МПа

565.1 МПа <600.1 МПа

Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб

допускаемое напряжение на изгиб [у]_F, МПа, определяется по формуле:

[у]_F = [у]_FО Y_A Y_N

[у]_FО = у_FimY_RY_XY_б/S_F

где [у]_FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при

нереверсивной нагрузке, МПа;

Y_A - коэффициент, вводимый при двустороннем

приложении нагрузки: Y_A=1

Y_N= N_FO/N_FE>1

N_FO = 410⁶

N_FЕ =60 n t (a₁b₁^m+ a₂b₂^m+ a₃b₃^m+a₄b₄^m)

Шестерня

[у]_FО =5502850111/1,7 =323.5МПа

N_FЕ = 6028057227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 3.410⁸

[у]_F1 =323.511=323.5МПа

Y_N=1т.к. N_FO<N_FE

Колесо

[у]_FО =1,75285,5111/1,7 =293.9МПа

N_FЕ = 6011227227(0,251⁶+0,250,7⁶+0,250,5⁶+0,250,3⁶) = 1.410⁸

Y_N=1т.к. N_FO<N_FE

[у]_F2 = 293.911 = 293.9МПа

Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач

Определение межосевого расстояния

a_w = K_a (u+1),

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 410 [1];

ш_a- коэффициент ширины;

K_H при симмитричном расположении колес относительно опор =1,3 [1]

a_w = 410(2,5+1)мм

Согласуем из значений нормального ряда чисел: a_w = 63мм

Определение модуля передачи

m_n= (0.016-0.0315) a_w

Выбираем стандартный модуль (по ГОСТ 9563-80) m_n= 2

Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

z_У = 2a_wcosв/m_n= 263cos10⁰/2 =62

в =arccos z_Уm/2 a_w = arcos 632/262= 11,36⁰

Определение числа зубьев шестерне

z₁ = z_У/u+1=62/(2.5+1) = 18

z_min = 17cos10.14⁰ = 16.7

z₁ = 18 > z_min= 16.7

Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления

z₂ = z_У- z₁ = 62-18 = 44

Определение геометрических размеров колес

Шестерня Колесо

Делительные диаметры

d₁ = m_nz₁/ = 218/ cos11,36=36

d₂ = mz₂ / cos11,36⁰=244/ cos11,36⁰ = 89,8мм

Hачальные диаметры

d_w1 = d₁ = 36мм

d_w2 = d₂ = 89,8мм

Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ +2m_n= 36+22 = 44мм

d_a2 = d₂ +2m_n= 89,8+22 = 93,8мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁-2.5m_n= 36-2.52 = 31мм

d_f2 = d₂-2.5m_n= 89,8-2.52 = 84,8мм

Ширины

b₁ =b₂ +5 = 24,8+5 = 29,8мм

b₂ = Ш_aa_w = 0.462 = 24,8

Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие

F_t = 2T/d = 23,67/36 = 0,204кН

где F_t- окружное усилие, кН. T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н * м; d - делительных диаметр колеса, мм;

Радиальное усилие для прямозубой передачи

F_r=F_ttga_w/cosв = 0.31tg20⁰/ cos11,36⁰ = 0.11 кН

где a_w - угол зацепления,

a_w =20° для стандартной и равносмещенной передачи.

Осевое усилие

F_a = F_ttgв = 0.29tg11,36⁰ = 0.04 кН

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения

[у]_F1/Y_{F1 и} [у]_F2/ Y_F2

z_V1 = z₁/ cos³в= 18/ cos³11,36⁰ = Y_F1=4.18

z_V2= z₂ cos³в= 44/ cos³11,36⁰ = Y_F2= 3.65

323.5/4.18<293.9/3.65

77.4<80.5

Проверочный расчёт на изгиб ведётся по шестерне

у_F = 210³ Y_F K_FбK_FвK_FVTYе Y_в cosв/(m2nz₁ b₁) <[у]_F,

где у_F - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки.

K_Fб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Y_в - коэффициент угла наклона зубьев.

Ш_bd = b₂/d₁ = 24,8/36 = 0.7 = K_Fв = 1.06 [1]

V= рd₁n₁n/610⁴ = 3.14362805/610⁴ = 5,3м/с = K_FV = 1,11

K_Fб = 1,22 [1]

Yе = 1/е_б

е_б = (1,88-3,2(1/z₁+1/z₂))cosв = 1.6 > 1.2

Yе = 1/1.6 = 0.62

Y_в = 1-в/140 = 1-10.14/140 = 0.93

у_F = 210³4.181.221.050.931.113.670.62 cos³10.14⁰/(1.25²1821) =42Мпа

у_F = 42 Мпа <[у]_F = 323.5 Мпа

Проверка зубьев колес на контактную прочность

у_H = KvK_HбK_Hв K_HVF_t(u+1)/(d₁b₂u)< [у]_H,

где у_H-контактные напряжения, Мпа;

К - вспомогательный коэффициент, К =376;

K_Hб- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, K_Hб = 1,07 [1]

K_Hв- коэффициент концентрации нагрузки; K_Hв = 1,03 [1]

K_HV- коэффициент динамичности нагрузки; K_HV = 1,04 [1]

F_t- окружное усилие, Н;

d₁- делительный диаметр шестерни, мм;

b₂- ширина колеса, мм.

у_H = 376v1,071,031,04310(2,5+1)/(22,9162,5) = 227,4Мпа

у_H = 438.1Мпа < [у]_H = 227,4Мпа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3. Расчет валов

3.1 Расчет быстроходного вала

3.1.1 Материалы и термообработка валов

Основными материалами для валов и осей служат углеродистые легированные стали благодаря высоким механическим характеристикам, способности к упрочнению и легкости получения цилиндрических заготовок прокаткой.

Назначаем сталь 40Х, ТО- улучшение. [у_в]=900МПа, [у_ф]=750МПа.

3.1.2 Проектный расчет валов

Проектный (приближенный) расчет валов производят на стадии эскизного проекта, т.е. при компоновке редуктора на миллиметровке. Целью этого расчета является предварительное определение размеров отдельных ступеней вала. Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

d = (0,8-1,2)d_э , (3.1)

dп ? d +2t , (3.2)

dБп ? dп +3r , (3.3)

где d, dп, dБп - диаметры отдельных участков вала, мм;

t - высота буртика, мм;

r - координата фаски подшипника, мм.

Высоту буртика t и координату фаски подшипника r принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности [1].

d = (0,8-1,2) М16= 12,8-19,2 мм. Назначаем d = 14 мм.

Полученное значение подставляем в выражение (3.2)

dп ? 14+2 М 3 = 20мм. Назначаем dп = 20 мм.

Полученное значение подставляем в выражение (3.3)

dБп ? 20+3 М 1,5= 24,5 мм. Назначаем dБп = 24 мм.

3.1.3 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов производят после того как окончательно разработана их конструкция и уточнены размеры.

По чертежу вала составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах. К балке прикладываем все внешние, силы нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной). При расчете принимаем, что насаженные на вал зубчатые колеса передают силы и моменты валу на серединах ступиц. Численное значение усилий берем из расчета передач.

После составления расчетной схемы определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящего момента. По этим эпюрам предположительно намечаем опасные сечения. Обычно таковыми являются сечения с максимально суммарным сгибающим моментом. Опасными являются сечения с наименьшими диаметрами и места с неблагоприятными концентратами напряжений.

Плоскость YOZ(вертикальная). Определяем реакции в опорах

УМА=0; (3.4)

+Fr М 39 - RB М 74- Fa М 18=0;

RB=

Подставляя радиальное усилие Fr=0,068кН и Fa=0.040кН получим

RB=0,026кН.

УМb = 0, (3.5)

RА М 74-Fr М 35-Fa М 18=0;

RА =

Подставляя радиальное усилие Fr = 0,49 b Fa=0.040кН получим RА = 0,042 кН.

Строим эпюру изгибающих моментов Мх (Z).

Сечение1-1: Мх = RА М Z, (3.7)

Точка А: Z= 0, Мх = 0.

Точка С: Z= 39 мм, Мх = 0,096 М 39 = 1,638 Нм.

Сечение 2-2: Мх = RВ М Z, (3.8)

Точка В: Z= 0, Мх = 0

Точка С: Z= 35 мм, Мх = 0,108 М 35 = 0,91

Плоскость XOZ (горизонтальная).

Определяем реакции в опорах.

Реакцию Rв определяем по формуле (3.4)

Ft М 39- Rв М 74 =0

Подставляя окружное усилие Ft = 0,204 кН получим

Rв = =0,108кН

Реакцию RА определяем по формуле (3.5)

Ft М 35- RА М 74 =0

RА = =0,096 кН

Строим эпюру изгибающих моментов МY (Z).

Сечение 1-1: изгибающий момент МY определяется по формуле (3.7)

Точка А: Z= 0, МY = 0

ТочкаС: Z= 39, МY= 0,096 М 39=3,7Нм

Сечение 2-2: МY = RВ М Z, (3.9)

Точка В: Z= 0, МY = 0

Точка С: Z= 35, МY=3,7Нм.

Опасным является сечение по шестерне (рис.3.1).

На прокатке установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение. Статическое разрушение наблюдается в основном от действия случайных кратковременных перегрузок. Поэтому расчет валов на усталостную прочность является основным.

Проверочный расчет на усталостную прочность является наиболее точным, но одновременно и очень трудоемким если еще проверяется не одно, а несколько опасных сечений. Поэтому в практике проектирования часто применяют упрощенный расчет. Суть этого расчета состоит в том, что по известным номинальным напряжениям в опасном сечении можно установить будет ли удовлетворяться условие усталостной прочности.

Уточненный расчет производить нет необходимости если выполняется условие

уэ ? , (3.10)

где уэ - эквивалентное напряжение, МПа;

у-1 - предел выносливости, МПа;

е - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

S - коэффициент запаса сопротивления усталости;

K_v- коэффициент влияния упрочнений, вводимый для валов с поверхностными упрочнением;

Ку - коэффициент концентрации напряжения.

Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению:

уэ = , (3.11)

где у - номинальные напряжения изгиба;

ф - напряжения кручения.

у = , (3.12)

ф = = , (3.13)

Подставляя изгибающий момент Мх = 1,638 Нм, Му = 3,70 Нм и диаметр d = 18,56 мм в выражение (3.12) получим

у = =0,86 МПа.

Подставляя крутящий момент Т= 3,67 Нм и диаметр d = 36 мм в выражение (3.13) получим

ф = = 0,39 МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)

уэ = = 1,09 МПа.

Предел выносливости для Ст. 45 у-1 = 410МПа [2].

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения е= 0,86 [1].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.

Коэффициент концентрации напряжения Ку = 1,7 (табл.6.4) [1].

K_v=2, [1] для закалки ТВЧ

Проверяем условие (3.10)

1,09?

1,09?207.МПа

Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

3.2 Расчет промежуточного вала

3.2.1 Материалы и термообработка валов

Для изготовления промежуточного вала назначаем Ст. 45, улучшение. [у_в]=900МПа, [у_ф]=750МПа

3.2.2 Проектный расчет валов

Диаметры различных участков вала определяют по формулам:

dк ? (6-7) , (3.14)

dбк ? dк +3 М f , (3.15)

dп = dк -3 М r , (3.16)

dбп ?d п +3 М r , (3.17)

где Тпр - крутящий моментна промежуточном вале, Нм;

dк, dбк, dп, dп - диаметры отдельных участков вала, мм.

Подставляя крутящий момент Тпр = 35,01 Нм в выражение (3.14) получим

dк ?(6-7) = 12,4-14,5 мм.

Назначаем dк = 25 мм. dбк ? 25+3 М 1 = 28 мм.

Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 М 1,5 = 21,5 мм.

Назначаем dп = 20 мм. dбп ? 20+3 М 1,5 = 24,5 мм.

Назначаем dбп = 25 мм.

3.2.3 Проверочный расчет валов

Плоскость YOZ (вертикальная).

Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4)

- Fr1 М 28+Fa2 М 45+Fr2 М 39+Fa1 М 13+Rb М 82 = 0;

Подставляя радиальные усилия Fr1 = 0,22 кН, Fr2 = 0,068 кН, Fa1=0.09, Fa2=0.4 получим Rb = 0.007 кН.

Для определения реакции RА воспользуемся уравнением (3.5)

Fa1 М 13-Fr1 М 110-Fr2 М 43+ Fa2 М45 +RA М 82 = 0;

RA = 0,295 кН.

Строим эпюру изгибающих моментов Мх (z).

Сечение 1-1: Мх определяется по формуле (3.7).

-Fr2 М z+Fa М13

Точка А: z =0, Мх = 1,17.

Точка С: z =28 мм, Мх = 4,99 Нм.

Сечение 2-2: Мх =-Fr2 М z + Fa М13+R_a М( z -28), (3.18)

Точка В: z =0, Мх = -2.065.

Точка Д: z = 67мм, Мх = -2.065 Нм.

Сечение 3-3 Mx= Rby Мz

Точка А: z =0, Мх = 0.

Точка С: z =43 мм, Мх = 0.301 Нм.

Плоскость XOZ (горизонтальная).

Определяем реакции в опорах .

Реакцию Rb определяем по формуле (3.4)

- Fr1 М 28 - Ft2 М 39 -Rb М 82 = 0;

Подставляя окружные усилия Ft2 = 0,204 кН и Ft1 = 0.66 кН получим Rb = 0.128кН.

Реакцию RА определяем по формуле (3.5)

Ft1 М 110 + Ft2 М 43 - RАx М 82 = 0;

RАx = 0.992 кН.

Строим эпюру изгибающих моментов МY (z).

Сечение 1-1: МY определяется по формуле (3.7)

Точка А: z =0, МY = 0.

Точка С: z = 28мм, МY 18,48 Нм.

Сечение 2-2:

МY = Ft1 Мz-Ra М(z-36)

Точка B: z = 28, МY =18.48, z = 28, MY = 275.9

Сечение 3-3 MY = Rb Мz; z = 0, МY =0; z = 43, MY = 81.5

Опасным являются сечения в т.А (рис.3.2)

Проверяем сечение А.

Находим напряжение изгиба по формуле (3.12)

у = = 23.9 МПа.,

Находим напряжение кручения по формуле (3.13)

ф = = 5.6 МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)

уэ = 25.8 МПа.

Предел выносливости для Ст.45 у-1 = 410 МПа [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S=2

Напрессованные на вал детали создают концентрацию напряжений. Влияние на сопротивление усталости напрессовки деталей существенно зависит от размеров. Поэтому ее влияние и влияние размера учитывают общим коэффициентом

(3.18)

где ж'-коэффициент , учитывающий предел прочности материала вала;

ж''- коэффициент , учитывающий давление в посадке.

ж'=0,305+0,0014Му_в (3.19)

ж''=0,65+0,014Мp (3.20)

ж''=1(при p>25МПа) наихудший вариант

ж'=0,305+0,0014М900=1,565

=2,9[1]

Проверяем условие (3.10)

25,8?

25,8<45,6МПа

Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

3.3 Расчет промежуточного вала

3.3.1 Материалы и термообработка валов

Для изготовления промежуточного вала назначаем Ст. 45, улучшение. [у_в]=900МПа, [у_ф]=380МПа

3.3.2 Проектный расчет валов

Подставляя крутящий момент Тпр = 153,1 Нм в выражение (3.14) получим

dк ?(6-7) = 16,7-19,4 мм.

Назначаем dк = 18 мм. dбк ? 18+3 М 1 = 21 мм.

Назначаем dбк = 22 мм. dп = 18-3 М 1,5 = 13,5мм.

Назначаем dп = 17 мм. dбп ? 17+3 М1,5 = 20,5мм.

Назначаем dбп = 20 мм.

3.3.3 Проверочный расчет валов

Плоскость YOZ (вертикальная).

Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4)

-Fa2 М de2/2+Ft2 М 40-Fr1 М 77-Rb М 127= 0;

Rb =.=

Подставляя радиальные усилия Fr1 = 0.49 кН, Ft2 = 0.66, Fa2=0.22кН получим Rb = -0,118кН.

Для определения реакции RА воспользуемся уравнением (3.5)

- Fa2 М de2/2- Fr2 М87-Fr1 М 50 +RA М 127 = 0;

RA = = 0,428кН.

Строим эпюру изгибающих моментов Мх (z).

Сечение 1-1: Мх определяется по формуле (3.7).

Точка А: z =0, Мх = 0.

Точка С: z =40 мм, Мх = 17,12 Нм.

Сечение 2-2: Мх =R_а М z -Fr2(z-40),

Точка В: z =0, Мх = 17,12.

Точка Д: z = 37мм, Мх = 3,356 Нм.

Сечение 3-3: Мх = -R_Б М z,

Точка В: z =0, Мх = 17,12.

Точка Д: z = 50мм, Мх = -5,9 Нм

Плоскость XOZ (горизонтальная).

Определяем реакции в опорах .

Реакцию Rb определяем по формуле (3.4)

Ft2 М 40 +Ft1 М 77 + Rb М 127 = 0;

Подставляя окружные усилия Ft2 = 0,66 кН и Ft1 = 1,35 кН получим Rb = -1,02 кН.

Реакцию RА определяем по формуле (3.5)

Ft1 М 50 + Ft2 М 87+ RА М 127 = 0; RА =0,99кН.

Строим эпюру изгибающих моментов МY (z).

Сечение 1-1: МY определяется по формуле (3.7)

Точка А: z =0, МY = 0.

Точка С: z = 40мм, МY = -39,6 Нм.

Сечение 2-2: МY = -R_а М40+Ft2(z-40)

Точка B: z = 40, МY =-39.6

Точка С: z = 37 мм, МY =-52,0Нм.

Сечение 3-3: МY = -R_b М z

Точка D: z = 40, МY =0

Точка С: z = 50 мм, МY =-52,0Нм

Опасным являются сечения С и Д (рис.3.2)

Проверяем сечение С.

Находим напряжение изгиба по формуле (3.12)

у = = 53.92 МПа.,

Находим напряжение кручения по формуле (3.13)

ф = = 13,35 МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)

уэ = = 78,39 МПа.

уэ = = 58,67 МПа.

Предел выносливости для стали 40Х у-1 = 387 МПа [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S=2

Напрессованные на вал детали создают концентрацию напряжений. Влияние на сопротивление усталости напрессовки деталей существенно зависит от размеров. Поэтому ее влияние и влияние размера учитывают общим коэффициентом ж''=1(при p>25МПа) наихудший вариант

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.19)

ж'=0,305+0,0014М900=1,565

=3,13[1]

Полученные значения подставляем в выражение (3.18)

Проверяем условие (3.10)

58,08?

58,08<61,82

Проверяем сечение Д.

Находим напряжение изгиба по формуле (3.12)

у = 38,12 МПа.,

Находим напряжение кручения по формуле (3.13)

ф = = 5,43 МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)

уэ = = 39,26 МПа

Предел выносливости для стали 40Х у-1 = 387 МПа [2].

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения е= 0,72 [1].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.

Коэффициент концентрации напряжения Ку = 1,72 [1].

K_v=2, [1] для закалки ТВЧ

Проверяем условие (3.10)

39,26?

39,26?88,87МПа

Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

3.4 Расчет тихоходного вала

3.4.1 Материалы и термообработка валов

Для изготовления тихоходного вала назначаем Ст. 45, улучшение.

[у_в]=580МПа, [у_ф]=320МПа.

3.4.2 Проектный расчет валов

Диаметры различных участков вала определяют по формулам:

d ?(5-6) (3.21)

dn ?d+2Мt (3.22)

dбп ? dn +3Мr (3.23)

dк ? dбп (3.24)

где Tmux - крутящий момент на тихоходном вале, Нм;

d, dn, dбп, dк, - диаметры отдельных участков вала, мм.

Подставляя крутящий момент Tmux = 671 Нм в выражение (3.21) получим

d ? (5-6) = 27.47-32.95 мм.

Согласуем полученный диапазон размеров с муфтой, выбранной по моменту на тихоходном валу

Назначаем d = 50 мм. dn ? 50+2М4= 58 мм.

Назначаем dn = 50 мм. dбп ? 50 +3М3 = 59 мм.

Назначаем dбп = 55 мм. Назначаем dк = 55 мм.

3.4.3 Проверочный расчет валов

Плоскость YOZ (вертикальная).

Для определения реакции Rb используем уравнение (3.4)

-Fr2 М80 -Rb М133=0;

Rb =.

Подставляя радиальное усилие Fr2 = 0,49 кН получим

Rb = = 0,295 кН.

Для определения реакции RА используем уравнение (3.5)

М85 +RА М133-Fr2 М 53 = 0

RА = = 0,195 кН.

Строим опору изгибающих моментов Мх (z).

Сечение 1-1: Мх определяется по формуле (3.7).

Точка А: z =0, Мх = 0

Точка С: z = 80 мм, Мх = 15,6 Нм.

Сечение 2-2: Мх = R_bМz

Точка В: z =0, Мх = 0 Нм.

Точка С: z = 53 мм, Мх =15,63 Нм

Плоскость XOZ (горизонтальная).

Реакцию Rb определяем по формуле (3.4)

Ft2 М80 -Rb М133 =0;

Rb =

Подставляя окружное усилие Ft2 =1,35 кН получим

Rb = 0,812 кН.

Реакцию RА определяем по формуле (3.5)

-Ft2М 53 +RА М133 =0

RА =

RA=0,538кН

Строим эпюру изгибающих моментов МY (z).

Сечение 1-1: МY определяется по формуле (3.7).

Точка А: z =0, МY = 0.

Точка С: z = 80 мм, МY = 43,04 Нм.

Сечение 2-2: Мy = R_bМz

Точка В: z = 0, МY = 0Нм

Точка С: z = 53мм, МY =43,03Нм.

Опасным является сечение в месте посадки колеса на вал (рис.3.3).

Напряжение изгиба находим по формуле (3.12)

у = = 2,91МПа.

Находим напряжение кручения по формуле (3.13)

ф = = 4,99 МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)

уэ = = 9,12МПа.

Предел выносливости для Ст. 45 у-1 = 249,4 МПа [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.

Напрессованные на вал детали создают концентрацию напряжений. Влияние на сопротивление усталости напрессовки деталей существенно зависит от размеров. Поэтому ее влияние и влияние размера учитывают общим коэффициентом

ж''=1(при p>25МПа) наихудший вариант

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.19)

ж'=0,305+0,0014М580=1,11

=3,2[1]

Полученные значения подставляем в выражение (3.18)

Проверяем условие (3.10)

9,12?

9,12<36,46

Проверяем выходной конец тихоходного вала

Находим напряжение кручения по формуле (3.13)

ф = = 12,95 МПа.

у_ф ? ,

ф_-1=162,4МПа;

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.

Коэффициент влияния абсолютных размеров е=0,70[1]

Эффективные коэффициенты концентраций касательных напряжений К_ф=2[1]

26,84 ?

26,84? 28,42

Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.

4. Расчет и подбор подшипников

4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

4.1.1 Выбор типа подшипников

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

Назначаем подшипник 204 ГОСТ 8338-75.

4.1.2 Расчет подшипника

Основными критериями работоспособности подшипников качения является долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.

Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с частотой n ? 10 об/мин . При n от 1 до 10 об/мин в расчет принимают n = 10 об/мин .