Привод к эскалатору

Энергетический расчет и выбор типа двигателя, порядок проведения силового и кинематического расчета данного механизма. Расчет косозубой и прямозубой тихоходной передачи, подшипников качения. Параметры валов: промежуточного, тихоходного, быстроходного.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 14.10.2011
Размер файла 747,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Привод к эскалатору

1. Энергетический, кинематический расчет привода

1.1 Энергетический расчет и выбор типа двигателя

1.1.1 Мощность, необходимая для привода эскалатора

Частота приводного вала:

Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой:

;

где - общий КПД привода:

общ = з1 * з2

где: 1 - КПД косозубой передачи з1 = 0.97;

з2 - КПД прямозубой передачи 2=0,96;

Рдв =

1.1.2 Выбор типа двигателя.

По таблице 24.8 [1] по выбранной мощности Рдв двигателя подбираем электродвигатель RAM132S4, асинхронная частота вращения и мощность которого равны n эдв =1445 (об/мин), Рдв=5.5 кВт.

1.2 Кинематический расчет привода

Находим требуемое общее передаточное число привода по формуле:

Uобщ= Uред=

Передаточное число быстроходной ступени:

Из стандартного ряда принимаем

Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения электродвигателя, т.е.:

n1= n эдв=1445 (об/мин)

Частота вращения промежуточного вала:

Частота вращения тихоходного вала:

Расхождение между получившейся частотой быстроходного вала и требуемой для привода эскалатора

вал привод подшипник двигатель

1.3 Силовой расчет привода

Крутящий момент на тихоходном валу:

;

Мощность и момент на промежуточном валу:

Мощность и момент на быстроходном валу:

В таблице приведены мощности, моменты и частоты вращения входного, промежуточного и выходного валов.

Таблица 1 - Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах

Мощность Р, кВт

Частота вращения n, об/мин

Крутящий момент Т, Нм

Передаточное число U

КПД

Входной

4,51

1445

29,8

5,5

0,97

Промежуточный

4,375

262,7

159,04

5

0,96

Выходной

4,2

52

763,418

27,5

0,9312

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Расчет косозубой передачи

Время работы передачи:

t=tг*365*24*Кгс=8*365*24*0.4*0.4=11212.8 часов

2.1.1 Выбор материалов и способа упрочнения

Для колеса выбираем материал - сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ280

2.1.2 Расчет допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.

Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:

- длительный предел контактной выносливости, МПа;

- коэффициент запаса прочности, для колес с поверхностной закалкой =1.3, для улучшенных колес SH=1.2;

zr - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев ZR=1;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5 м/с Zv=1;

zn - коэффициент долговечности:

где m - показатель степени, m=6;

NHG - базовое число циклов;

NHE - эквивалентное число циклов;

Базовое число циклов шестерни:

NHG1=2803=2.19*107

Базовое число циклов колеса:

NHG2=2403=1,38*107

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

NHE=60*n*t*eH

где 60 - согласующий коэффициент;

n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;

t - полное время работы передачи, ч;

eH - коэффициент эквивалентности.

где Тi - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);

Т max - наибольший из длительно действующих моментов;

ti - время работы на каждой ступени нагружения.

Определение коэффициента долговечности;

примем значения ZN1 и ZN2 =1

Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр. 185]:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:

=0,45*(484.6+458.3)=424.8 МПа

При этом должно выполняться условие:

1,25? ?

1,25=1,25*630=787.5 МПа

Условие выполняется.

Коэффициент ширины зуба выбирается из интервала (3, стр. 155):

- (0,25…0,4)

Для косозубой передачи принимаем =0,4.

2.1.3 Выбор расчетных коэффициентов

Коэффициент нагрузки КН берется из интервала: КН - (1,3…1,5).

Для косозубой передачи, КН вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу КН=1,3.

2.1.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние аw определяется из выражения:

, [мм]

где ka - числовой коэффициент ka=410

U - передаточное число U=5.5

T1 - крутящий момент на шестерне T1=29.807 Нм

мм

по ГОСТу aw=125 мм.

Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:

выбираем по ГОСТу значение m=1.25.

Число зубьев.

Угол наклона зубьев выбирается из соотношения (3, стр. 155);

Зададимся

Число зубьев шестерни:

; примем Z1=30.

Уточним угол:

Фактическое передаточное число:

Проверка:

мм.

Диаметры шестерни и колеса:

Проведем проверку:

aw =0.5*(d1 +d2)= 0.5*(38.462+211.538)=125 мм;

Определим диаметры выступов и впадин:

da1 = d1 + 2*m = 38.462+2*1,25=40.962 мм;

da2 = d2 + 2*m = 211.538+2*1,25=214.038 мм;

df1 = d1 - 2.5*m = 38.462 - 2.5*1,25 = 35.337 мм;

df2 = d2 - 2.5*m = 211.538 - 2.5*1,25 = 208.413 мм.

Ширина колеса

Ширина колеса b определяется по формуле:

мм

Торцевая степень перекрытия.

Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:

Осевая степень перекрытия.

Осевая степень перекрытия определяется по выражению:

Окружная скорость и выбор степени точности.

Окружная скорость определяется по формуле:

м/с.

По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 5 м/с для косозубых колес выбираем 8-ю степень точности.

2.1.5 Проверочный расчет на усталостную контактную прочность

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности

по изгибной прочности:

где khv и КFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];

КHв и КFв - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];

Кна и КFа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=2.91 м/с определяем методом интерполяции.

Кнv=1,07, КFv=1,13.

Коэффициенты распределения нагрузки КНб= КFб 1,14.

KH= 1,07*1,22*1,14 = 1,488;

KF = 1,13*1.037*1,14=1,336.

Контактные напряжения, действующие в зацеплении (3, стр. 166):

где ZЕ - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали ZЕ=190 МПа (3, стр. 166)

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии,

вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при без смещения, ZH=2.42 (3, стр. 167);

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Ft - окружная сила, H.

Вычисляем контактные напряжения:

Вычисляем недогрузку:

Недогрузка составляет 2.7%, что допустимо.

Допускаемые напряжения изгиба:

где SF - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес SF =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем SF =1.7;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с Rz=40 мкм =1

YX - коэффициент, учитывающий масштабный фактор YX=1

Yb - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:

YA - коэффициент для реверсивности работы YA=0.65

YN - коэффициент долговечности

где где m - показатель степени, для улучшенных колес m=6;

NFG - базовое число циклов, для любых передач NFG=4*106

NFE - эквивалентное число циклов

eF - коэффициент эквивалентности

В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:

Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:

Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

Определяем рабочее напряжение

где КF-коэффициент нагрузки, КF=1,336.

- коэффициент формы зубьев

- эквивалентное число зубьев

Запас прочности:

Следовательно, условие прочности выполняется.

Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где - кратковременная нагрузка

МПа

Условие статической контактной прочности выполняется.

Проверка изгибной статической прочности:

Условие статической контактной прочности по напряжениям выполняется.

2.2 Прямозубая тихоходная передача

Выбор материалов и способа упрочнения.

Для колеса выбираем материал - сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ280). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ300

2.2.1 Расчет допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности:

Базовое число циклов (30) шестерни:

NHG1=3003=2,7*107

Базовое число циклов колеса:

NHG2=2803=2.2*107

Эквивалентное число циклов вычисляем по формуле:

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

NHE=60*n*t*eH

Определяем коэффициенты долговечности:

Длительный предел контактной выносливости шестерни:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта: ==525 МПа

2.2.3 Выбор расчетных коэффициентов

Коэффициент нагрузки КН берется из интервала: КН - (1,3…1,5).

Для косозубой передачи, КН вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу КН=1,3.

Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3, стр. 155):

- (0,351…0,4)

Для прямозубой передачи принимаем =0,315.

2.2.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние аw определяется из выражения:

, [мм]

где ka - числовой коэффициент

- передаточное число

- крутящий момент на шестерне Н*м

мм

по ГОСТу мм.

Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:

выбираем по ГОСТу значение .

Число зубьев:

Диаметры шестерни и колеса:

мм.

мм.

Проведем проверку:

aw =0.5*(d1 +d2)= 0.5*(66+334)=200 мм;

Определим диаметры выступов и впадин:

da1 = d1 + 2*m = 66+2*2=70 мм;

da2 = d2 + 2*m = 334+2*2=338 мм;

df1 = d1 - 2.5*m = 66 - 2.5*2= 61 мм;

df2 = d2 - 2.5*m = 334 - 2.5*2= 329 мм.

Ширина колеса

Ширина колеса b определяется по формуле:

мм

Торцевая степень перекрытия.

Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:

Окружная скорость и выбор степени точности.

Окружная скорость определяется по формуле:

м/с.

По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 3 м/с для прямозубых колес выбираем 8-ю степень точности.

2.2.5 Проверочный расчет на усталостную контактную прочность

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности

по изгибной прочности:

где khv и КFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];

КHв и КFв - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];

Кна и КFа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=0,9 м/с определяем методом интерполяции.

Контактные напряжения, действующие в зацеплении (3, стр. 166):

где ZЕ - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали ZЕ=190 МПа (3, стр. 166)

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при для без смещения, (3, стр. 167);

Ft - окружная сила, н.

Н

Вычисляем контактные напряжения:

Вычисляем недогрузку:

<10%.

Недогрузка составляет 1,3%, что допустимо.

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

где SF - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес SF =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем SF =1.7;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с Rz=40 мкм YR=1

YX - коэффициент, учитывающий масштабный фактор YX=1

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:

YA - коэффициент для реверсивности работы YA=0,65

YN - коэффициент долговечности

где где m - показатель степени, для улучшенных колес m=6

NFG - базовое число циклов, для любых передач

NFE - эквивалентное число циклов

- коэффициент эквивалентности

В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:

Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:

Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

Определяем рабочее напряжение

где КF-коэффициент нагрузки, КF=1,11.

- коэффициент формы зубьев

- эквивалентное число зубьев

-опытный коэффициент:

;

Расчет ведем по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение

Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отклонение допускаемых напряжений

, что меньше допустимых. Следовательно, условие прочности выполняется.

Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где - кратковременная нагрузка

МПа

Условие статической контактной прочности выполняется.

Условие прочности по напряжениям изгиба:

Для улучшенных зубьев

Условие статической контактной прочности выполняется

3. Ориентировочный расчёт

3.1 Промежуточный вал

Промежуточный вал выполняем за одно с шестерней. Ориентировочный диаметр подступичной части вала d5:

принимаем d=38 мм.

Диаметр, на который упирается колесо:

где f-размер фаски подшипника. Принимаем =42 мм.

Диаметр, на который упирается подшипник:

где r-координата фаски подшипника (1, стр. 25); r=2 мм.

Принимаем =30 мм.

3.2 Тихоходный вал

Диаметр выходного участка вала:

Принимаем =50 мм.

Участок вала, сопрягаемый с зубчатым колесом:

Принимаем d3=62 мм

Длина выходного участка вала

Принимаем =112 мм.

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр заплечиков подшипника:

Принимаем =70 мм

3.3 Быстроходный вал

Диаметр входного участка вала

примем dk=25 мм,

Диаметр вала под подшипник

примем dП=30 мм

d2 - диаметр самого вала d2=30 мм

Диаметр участка вала под уплотнительные устройства

Длина входного участка вала примем l1=38 мм

4. Выбор и расчет подшипников качения

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально применяем подшипники легкой серии. Подшипники класса точности 0.

Опору применяем фиксирующую по схеме «в распор».

4.1 Подшипники входного вала

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

Дополнительная сила от муфты:

где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d

Н

Консольная сила приложена к середине выходного конца вала

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм; грузоподъемность С0=10кН, динамическая С=19,5кН (табл. 24.10 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=213 мм; l1=60 мм; l2=40 мм; l3=113 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Рис. 1. Расчетная схема подшипников быстроходного вала

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

- коэффициент безопасности =1,3

- температурный коэффициент =1

V - коэффициент вращения,

Найдём отношение Fa/VFr для шарикового подшипника:

Fa/VFR=353,15/(1*6950) = 0,05<e=0,42

Fa=353,15Н - осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

-требуемая динамическая грузоподъемность.

Lh=11212,8 ч. - долговечность подшипника,

P - Показатель степени. Для шариковых P=3

Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке.

Берем подшипник средней серии: 306

d=30 мм; В=72; В=19; С=28.1; Со=14.6

4.2 Подшипники промежуточного вала

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Окружная и радиальная силы, действующие со стороны прямозубого зацепления:

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм; грузоподъемность С0=10кН, динамическая С=19,5кН (табл. 24.10 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=160 мм; l1=41 мм; l2=71 мм; l3=48 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Рис. 2. Расчетная схема подшипников промежуточного вала

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

- коэффициент безопасности =1,3

- температурный коэффициент =1

V=1 - коэффициент вращения,

Найдём отношение Fa/VFr для шарикового подшипника:

Fa/VFR=342,48/(1*3855) = 0,08<e=0,26

Fa=342,48 Н - осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

-требуемая динамическая грузоподъемность.

Lh=11212,8 ч. - долговечность подшипника,

P-показатель степени. Для шариковых P=3

Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке, выбираем подшипник средней серии 306:

d=30; D=72; B=19; C=28.1; Co=14.6

4.3 Подшипники тихоходного вала

Окружная сила:

Радиальная сила:

Дополнительная сила от муфты:

где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d

Принимаем: FM=3452 H

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа №211 d=55 мм, D=100 мм, В=21 мм; грузоподъемность С0=25кН, динамическая С=43,6кН (табл. 24.1 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=250 мм; l1=110 мм; l2=50 мм; l3=90 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки

Рис. 3. Расчетная схема подшипников промежуточного вала

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

- коэффициент безопасности =1,3

- температурный коэффициент =1

V=1-коэффициент вращения,

Найдём отношение Fa/VFr для роликового подшипника:

Fa/VFR=581.09/(1*) = 0,047<e=0,26

Fa=548,8 Н - осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

-требуемая динамическая грузоподъемность.

Lh=11212,8 ч. - долговечность подшипника,

P - Показатель степени. Для радиальных шариковых P=3

Подшипник удовлетворяет по динамической нагрузке.

5. Уточненный расчет валов

5.1 Входной (быстроходный) вал

5.1.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.1.2 Определяем моменты

1). Моменты в вертикальной плоскости:

На участке от Fм до А:

При Z1=0

При Z1=60

На участке от А до Ft:

при

при

На участке от Ft до В:

при

при

2). Определяем моменты в горизонтальной плоскости:

На участке от А до Fr

На участке от Fr до В:

3). Суммарный момент

Определение суммарного момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента Мк=29.8 Н·м

Рис. 4. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.1.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 40ХН

у В=920МПа, у -1=420МПа, ф-1=250МПа, =0,08 (стр. 145, (1)).

5.1.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5……5.

Сечение подшипника А.

В этом сечении вал имеет диаметр d = 30 и посадку с натягом.

Моменты сопротивления

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

Kуу = 3,5; Kфф = 2,5.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП =1, для упрочнения закалка ву=1,5; в=1,5.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении А

.

5.1.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

Вал спроектирован правильно.

5.2 Промежуточный вал

5.2.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.2.2 Определяем моменты

1). Определяем моменты в вертикальной плоскости:

На участке от А до Ft1:

при

при

На участке от Ft1 до Ft2:

при

На участке от Ft2 до B:

при

при

2). Определяем моменты в горизонтальной плоскости:

3). Суммарный момент

Определение суммарного момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента Мк=157.04 Н·м

Рис. 5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.2.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 40ХН

у В=820МПа, у -1=360МПа, ф-1=210МПа, =0,1 (стр. 145, (1)).

5.2.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5……5.

Опасное сечение вала находится в месте перехода одного диаметра в другой - галтель.

Запас прочности изгиба

где - предел выносливости при изгибе, МПа,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(концентратор-галтель).

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- из условия работы

МПа

Подставляем и находим:

Запас прочности при кручении:

где - предел выносливости, МПа,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(сечение ослаблено галтелью),

- масштабный фактор, ,

- фактор качества поверхности,

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии, .

Окончательно, коэффициент запаса прочности будет равен:

Следовательно, вал спроектирован правильно.

5.2.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

5.3 Тихоходный вал

5.3.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.3.2 Определяем реакции опор

1). Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

На участке от А до Ft4:

при

при

На участке от Ft2 до B:

при

На участке от Ft2 до FM

при

2). Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

На участке от А до Ft4:

3). Результирующий момент

Определение результирующего изгибающего момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента Мк=763.418 Н·м

Рис. 6. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.2.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 45.

у В=560Па, у -1=250Па, ф-1=150Па, =0.

5.2.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5……5.

Сечение A.

В этом сечении вала с диаметром d4 = 62 шпоночный паз имеет размеры

b = 18, t1 = 7, тогда моменты сопротивления сечения

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа, .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для шпоночного паза

Kу = 1,9; еу = 0,77; Kуу = 1,9/0,77 = 2,5;

Kф = 1,7; еф = 0,85еу = 0,85·0,77 = 0,65; Kфф = 1,7/0,65 = 2,6.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

Kуу = 3,65; Kфф = 2,6.

Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше, принимаем к расчету эти значения.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали Шу = 0,1; Шф = 0.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

.

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении A

Следовательно, вал спроектирован правильно.

5.2.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

6. Расчет комбинированной упруго-предохранительной муфты

Исходные данные: вращающий момент Т=763.418 частота вращения n=52 об/мин; диаметр вала d=50 мм.

6.1 Упругая комбинированная предохранительная муфта

После подбора [3, стр. 462-463, т. 15.5.] и конструирования муфты проведем расчет ее работоспособности и подбор диаметра срезного штифта.

6.1.2. Проверочный расчет упругого элемента на смятие

Упругие элементы муфты проверяем в условиях предположительного равномерного распределения нагрузки между пальцами (здесь и далее [2, стр. 289-290])

где ТК - вращающий момент, Н·м; dП - диаметр пальца, м; lВТ - длина упругого элемента, м; D0 - диаметр расположения пальцев, м; [у]CM - допускаемое напряжение смятия, Па.

Расчет по напряжениям смятия условный, так как не учитывает истинный характер распределения напряжений. В этом случае допускаемые напряжения [у]CM = 2МПа.

6.2 Расчет пальцев на изгиб

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитаем на изгиб (здесь и далее [2, стр. 290]):

где С-зазор между полумуфтами.

Допускаемое напряжение изгиба принимаем [у]И=(0,4…0,5)·уТ=216МПа.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Контруирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985. - 416 с., ил.

2. Методические указания по расчету зубчатых колес. Ижевск, ИжГТУ, 1998 г.

3. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение. 1974 г.

4. Иванов М.Н. - Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.

5. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцов Б.С., Боков К.Н., Ицкович Г.М., Чернилевский Д.В. - Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.,

6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991.-432 с.: ил. ISBN 506-001514-9.

7. Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975.

8. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989.-496 с.:ил.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический и силовой расчет привода. Вычисление косозубой и прямозубой передач. Определение нагрузок быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Подбор подшипников качения на заданный ресурс. Выбор смазочных материалов и системы смазывания.

    курсовая работа [940,3 K], добавлен 27.02.2014

  • Энергетический и кинематический расчет привода. Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени. Расчет быстроходного и промежуточного валов. Выбор и обоснование способа смазки подшипников. Подбор муфты на тихоходный и быстроходный валы.

    курсовая работа [132,6 K], добавлен 26.02.2010

  • Энергетический и кинематический расчет привода. Выбор материала и термической обработки колес. Проектный расчет валов. Расчет подшипников качения. Определение числа зубьев шестерни. Расчет шпонок быстроходного, промежуточного и тихоходного валов.

    курсовая работа [453,7 K], добавлен 16.02.2010

  • Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.

    курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010

  • Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Силы в зацеплении зубчатых колес. Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи. Расчет валов, выбор подшипников качения. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.

    курсовая работа [92,8 K], добавлен 01.09.2010

  • Кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи. Расчет тихоходного вала привода. Расчет быстроходного вала привода. Подбор подшипников быстроходного вала. Подбор подшипников тихоходного вала. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.05.2007

  • Выбор электродвигателя, расчет частоты вращения валов. Расчеты цилиндрической прямозубой передачи. Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям. Проектный расчет и конструирование быстроходного вала. Расчеты подшипников качения.

    курсовая работа [185,3 K], добавлен 12.03.2010

  • Кинематический расчет привода и его передаточного механизма. Определение допускаемых напряжений передачи редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической передачи. Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.05.2015

  • Крутящие моменты на валах привода. Выбор материала и термообработки зубчатых колес. Проектировочный расчет тихоходной ступени. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности. Подбор подшипников для промежуточного и быстроходного вала.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 23.10.2015

  • Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование валов, определение сил в зацеплении. Проверочный расчет подшипников и валов на статическую прочность. Выбор муфт.

    курсовая работа [2,6 M], добавлен 14.10.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.