Привод к ленточному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема привода

2. Кинематический расчет привода

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой передачи

Проектный расчет

Проверочный расчет

5. Расчет открытой передачи

6. Нагрузка валов редуктора

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал

Тихоходный вал

9. Проверочный расчет подшипников

10. Проверочный расчет

Проверочный расчет шпонок

Проверочный расчет смежных винтов подшипниковых узлов

Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Тихоходный вал

11. Масса и технический уровень редуктора

Список литературы

Введение

Курсовое проектирование имеет очень большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, тат как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам.

Курсовой проект по Прикладной механике является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчета на прочность, жесткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин и базирующейся на всех видах уже изученных студентами дисциплинах, подготавливает студентов к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, а также к выполнению дипломного проекта.

1. Кинематическая схема привода

Размещено на http://www.allbest.ru

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Окружное усилие на барабане Ft = 3,6 кН, окружная скорость барабана v = 1,0 м/с, диаметр барабана D = 300 мм.

2. Кинематический расчет привода

Определим мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины Ррм, кВт:

Ррм = Ft•v = 3,6 кН • 1 м/с = 3,6 кВт

Общий коэффициент полезного действия привода:

общ = зп•оп•подш2•м,

где зп = 0,97 - КПД закрытой передачи;

оп = 0,93 - КПД открытой передачи;

м = 0,99 - КПД муфты;

подш = 0,99 - КПД подшипников.

общ = 0,97•0,93•0,992•0,99 = 0,875.

Требуемая мощность двигателя Рдв, кВт:

Номинальная мощность двигателя Рном, кВт (определяется то таблице 9 Методические указания к курсовому проекту):

Рном = 4 кВт

Процент перегрузки , что меньше 5%.

Выбор типа двигателя.

Тип двигателя	Частота вращения nном, об/мин
АОЛ - 32 - 2	2880
АО2 - 41 - 4	1450
АО2 - 42 - 6	960
АО2 - 51 - 8	730

Определение передаточных чисел привода и его ступеней

Частота вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:

,

где рм - угловая скорость вращения барабана.

Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности:

Определим передаточные числа ступеней привода.

u = uзп•uоп

Примем передаточное число редуктора uзп = 4 (выбирается из 1-го ряда для номинальных значений передаточных чисел в зубчатых редукторах общего назначения - примечание 3 Методические указания к курсовому проектированию), тогда

Итак, выбираем второй вариант, при котором u1 = 22,77; nном = 1450 об/мин; двигатель АО2 - 41 - 4 с номинальной мощностью Рном = 4 кВт.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность Р, кВт.

Двигатель	Рдв = 4,11 кВт
Быстроходный вал	Р1 = Рдв•м•подш = 4,11 кВт•0,99•0,99 = 4,03 кВт
Тихоходный вал	Р2 = Р1•зп•подш = 4,03 кВт•0,97•0,99 = 3,87 кВт
Рабочий механизм	Ррм = Р2•оп = 3,87 кВт•0,93 = 3,6 кВт

Частота вращения n, об/мин и угловая скорость , рад/с.

Двигатель	nном = 1450 об/мин;
Быстроходный вал	n1 = nном = 1450 об/мин; 1 = ном = 151,8 рад/с
Тихоходный вал
Рабочий механизм

Вращающие моменты Т, Н•м.

Двигатель
Быстроходный вал	Т1 = Тдв•м•подш = 27 Н•м • 0,99•0,99 = 26,5 Н•м
Тихоходный вал	Т2 = Т1•uзп•зп•подш = 26,5 Н•м • 4•0,97•0,99 = 101,8 Н•м
Рабочий механизм	Трм = Т2•uоп•оп = 101,8 Н•м • 5,7•0,93 = 539,6 Н•м

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твердости колеса НВ2. В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираются одинаковыми.

По таблице 3.1 (Шейнблит) определяем марку стали:

40Х; твердость 350 НВ; термообработка - улучшение.

По таблице 3.2 (Шейнблит) определяем механические характеристики стали 40Х.

для шестерни	для колеса
НВ1 = 300 в1 = 900 Н/мм2 (-1)1 = 410 Н/мм2	НВ2 = 270 в2 = 790 Н/мм2 (-1)2 = 375 Н/мм2

Определение допускаемых контактных напряжений []н, Н/мм2.

Коэффициент долговечности КHL:

,

где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (таблица 3.3 Шейнблит);

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

NHO1 = 21,6•106; NHO2 = 16,5•106

N = 60n•t,

t = 8 ч/сут•300 дней/год•5 лет = 12000 ч - срок службы.

N1 = 60•1450 об/мин•12000 ч = 1,04•109

N2 = 60•362,5 об/мин•12000 ч = 2,6•108

Т.к. Ni > NHОi, то принимаем KHLi = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжения NHO1 и NHO2.

По таблице 1.2 Расчет передач. (Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике).

[]НО = 1,8НВ + 70

[]НО1 = 2•280 + 70 = 630 Н/мм2

[]НО2 = 2•250 + 70 = 570 Н/мм2

Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни []Н1 и колеса []Н2:

,

где n = 1,1 - коэффициент безопасности (при улучшении).

.

Расчет ведем по менее прочным зубьям: []Н = []Н2 = 518,2 Н/мм2.

Определение допускаемых напряжений изгиба []F, Н/мм2.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,

где NFO = 4•106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N > NFO, то KFL = 1.

Допускаемое напряжение изгиба []FO, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжений NFO.

По таблице 1.2 Расчет передач

[]FO = 1,8HB

[]FO1 = 1,8•280 = 504 МПа;

[]FO2 = 1,8•250 = 450 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2:

,

где KFC = 1 - коэффициент реверсивности;

n = 1,75 - коэффициент безопасности для колес из поковок и штамповок.

4. Расчет закрытой передачи

Проектный расчет

Определить основной параметр - межосевое расстояние аw, мм:

,

где Ka = 49,5 - вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач);

u = 4 - передаточное число редуктора;

Т2 = 101,8 Н•м - вращающий момент на тихоходном валу;

ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. Определяется по коэффициенту bd ширины колеса относительно длины колеса.

Принимаем bd = 1, тога

;

[]H = 518,2 МПа - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

KH = 1 - коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (для постоянной нагрузки).

Округляем полученное значение межосевого расстояния до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров (1-й ряд приложение 2.Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, аw = 100 мм.

Определим модуль зацепления m, мм:

,

где Km = 6,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

d2 - делительный диаметр колеса, мм:

;

b2 - ширина венца колеса, мм:

b2 = ab•aw = 0,4•100 мм = 40 мм;

[]F = 257 МПа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

Округлим полученное значение модуля зацепление до ближайшего большего значения из стандартного ряда (1-й ряд приложение 1 Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, m = 1 мм.

Определим число зубьев шестерни.

.

Т.к. для прямозубых передач = 0, то cos = 1, следовательно,

Определим число зубьев колеса.

z2 = u•z1 = 4•40 = 160

Определим делительный диаметр шестерни.

Определим основные геометрические параметры зубчатых колес.

Диаметр вершин зубьев	Шестерня	da1 = d1 + 2m = 40 мм + 2•1 мм = 42 мм
	Колесо	da2 = d2 + 2m = 160 мм + 2•1 мм = 162 мм
Диаметр впадин зубьев	Шестерня	df1 = d1 - 2,4m = 40 мм - 2,4•1 мм = 37,6 мм
	Колесо	df2 = d2 - 2,4m = 160 мм - 2,4•1 мм = 157,6 мм
Ширина венца	Шестерня	b1 = b2 + (2…4) мм = 40 мм + 4 мм = 44 мм
	Колесо	b2 = 40мм

Проверочный расчет

Проверим напряжения изгибов зубьев шестерни F2 и колеса F1, МПа.

Эквивалентные числа зубьев шестерни zv1 и колеса zv2.

Коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2.

Выберем из таблицы 4.4 Шейнблит значения коэффициентов:

YF1 = 3,7; YF2 = 3,6.

Расчет отношения .

Проверочный расчет следует делать только по колесу вследствие меньшего значения отношения .

Определяем напряжение изгиба.

,

где Y = 1 - коэффициент наклона зубьев;

KF = KF = 1,1 - коэффициент нагрузки.

Определим усилия в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

.

Здесь u = 20 - угол зацепления

Осевая сила:

Fx1 = Fx2 = F•tg = 0, (т.к. = 0)

Сводная таблица результатов расчета

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw, мм	100	Диаметр делительной окружности, мм шестерни d1 колеса d2	40 160
Модуль зацепления m, мм	1
Ширина зубчатого венца Шестерни b1, мм Колеса b2, мм	44 40	Диаметр окружности вершин, мм Шестерни da1 Колеса da2	42 162
Число зубьев Шестерни z1 Колеса z2	40 160	Диаметр окружности впадин, мм Шестерни df1 Колеса df2	37,6 157,6
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Напряжение изгиба МПа	F1	288	--	--
	F2	257	126	--

5. Расчет открытой передачи

Проектный расчет

Определить шаг цепи р, мм.

, где

Т1 = 101,8 Н•м = Т2 - вращающий момент на ведущей звездочке (равен вращающему моменту на тихоходном валу редуктора);

Кэ - коэффициент эксплуатации

Кэ = Кд•Кс•К•Крес•Кр, где

Кд = 1 - динамичность нагрузки - равномерная;

Кс = 1 - способ смазывания - капельный;

К = 1 - положение передачи 70;

Крес - регулировка межосевого расстояния (для передачи с нерегулируемым натяжением Крес = 1,25);

Кр = 1 - режим работы - односменный;

Кэ = 1•1•1•1,25•1 = 1,25.

z1 - число зубьев ведущей звездочки

z1 = 29 - 2u,

u - передаточное число цепной передачи, u = 5,7.

z1 = 29 - 2•5,7 = 17,6.

Данное значение числа зубьев ведущей звездочки округлим до ближайшего целого нечетного числа, т.е. z1 = 17.

[p]ц = 29 МПа - допускаемое давление в шарнирах цепи (зависит от частоты вращения ведущей звездочки n2 = 362,5 об/мин, ожидаемого шага цепи и выбирается из таблицы 5.8 Шейнблит;

= 1 - число рядов цепи.

Определить число зубьев ведомой звездочки.

z2 = z1•u = 17•5,7 = 96,9 = 97

Согласно ГОСТ 13568 - 75 принимаем цепь с шагом р = 15,875 мм, диаметром вала dв = 5,08 мм, длиной втулки l0 = 13 мм.

Проекция опорной поверхности.

Aоп = 0,28•р2 = 0,28•(15,875 мм)2 = 70,56 мм2

Вычислить скорость цепи.

Определить окружное усилие, передаваемое цепью.

(Здесь Р = Р2 на тихоходном валу редуктора)

Проверить давление в шарнире цепи.

Таким образом, принятая цепь не удовлетворяет условию износостойкости. Возьмем цепь с шагом р = 19,05 мм, dв = 5,94 мм, l0 = 18 мм.

Проекция опорной поверхности.

Аоп = 0,28•(19,05 мм)2 = 101,6 мм2

Скорость цепи.

Окружное усилие, передаваемое цепью.

Давление в шарнире цепи.

Таким образом, данная цепь удовлетворяет условию износостойкости.

Определим межосевое расстояние.

а = 40•р = 40•19,05 мм = 762 мм

Определим число звеньев цепи.

Полученное значение числа звеньев цепи округлим до большего четного числа. Таким образом, = 142.

Определяем окончательное межосевое расстояние.

Стрела провисания.

f = 0,02•а = 0,02•772 мм = 15,44 мм

Найдем усилие, действующее на вал.

Fr = 1,15•Ft = 1,15•2374 H = 2730 H

Определим длину цепи.

l = •p = 142•19,05 мм = 2705,1 мм

Определим геометрические размеры звездочек.

Диаметр делительной окружности:

ведущая звездочка -

ведомая звездочка -

Диаметр окружностей выступов:

ведущая звездочка - ;

ведомая звездочка - ,

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

- коэффициент числа зубьев,

- геометрическая характеристика зацепления,

,

где d1 = 5,94 мм - диаметр ролика шарнира.

;

Диаметр окружностей впадин:

ведущая звездочка -

ведомая звездочка -

6. Нагрузки валов редуктора

Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора

Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Определение сил в зацеплении редуктора рассматривалось в пункте 8 расчета закрытой передачи.

Окружная сила - Ft1 = Ft2 = 1,3 кН;

Радиальная сила - Fr1 = Fr2 = 473 кН;

Осевая - Fx1 = Fx2 = 0.

Определение консольных сил

Радиальная сила:

Цепная передача: Fоп = KB•F + 2F0,

где KB = 1,15 - коэффициент нагрузки вала;

F0 = Kf •q•a•g,

где Kf = 6 - коэффициент провисания для горизонтальных передач;

q = 1,9 кг/м - удельная масса цепи;

а = 772 мм - межосевое расстояние;

g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения.

F0 = 6•1,9 кг/м•772•10-3 м•9,81 м/с2 = 86,3 Н,

Fоп = 1,15•2374 Н + 2•86,3 Н = 2902,7 Н.

Муфта:

Примем среднее значение, т.е. FM = 700 Н.

Силовая схема нагружения валов редуктора.

Направление линий зуба колес: в цилиндрических передачах принимается колесо с правым зубом, шестерня - с левым.

Определить направление вращения быстроходного и тихоходного валов (1 и 2).

Определить направления сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением линии зуба колес и вращения валов: на шестерне Fr1, Ft1; на колесе Fr2, Ft2.

Силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы их моменты уравновешивали моменты T1 и Т2, Ft1 против 1, Ft2 по 2.

Определить направление консольных сил на выходных концах валов.

консольная сила от цепной передачи Fоп перпендикулярна оси вала и направлена горизонтально;

консольная сила от муфты FM перпендикулярна оси вала и направлена противоположно силе Ft1.

Определить направление радиальных реакций в подшипниках.

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направлены противоположно направлению окружных (Ft1, Ft2) и радиальных (Fr1, Fr2) сил в зацеплении.

Точка приложения реакций - середина подшипника.

Определить направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

привод вал передача редуктор

Выбор материала валов.

Сталь 40Х.

Выбор допускаемых напряжений на кручение.

[]к = 10…20 МПа

для быстроходного вала []к = 15 МПа;

для тихоходного вала []к = 20 МПа.

Определение геометрических параметров ступеней валов.

Ступень вала и параметры d; l.	Вал-шестерня цилиндрический	Вал колеса
1-ая под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	, где Т1 = 26,5 Н•м - вращающий момент на быстроходном валу	, где Т2 = 101,8 Н•м - вращающий момент на быстроходном валу
	l1	l1 = (1…1,5)•d1 = = 20,6…31 = 25 мм	l1 = (0,8…1,5)•d1 = = 25,6…48 = 40 мм
2-ая под уплотнение крышки и подшипник	d2	d2 = d1 + 2t; t - высота буртика d2 = 20 + 2•2 = 24 = 25мм d2 = 32 + 2•2,5 = 37 = 40 мм
	l2	l2 = 1,5•d2 = 37,5 = 40 мм	l2 = 1,25d2 = 1,25•40 = 50мм
3-ая под шестерню, колесо	d3	d3 = d2 + 3,2r; r - координата фаски подшипника r = 1,6 d3 = 25 + 3,2•1,6 = 30,1 = = 32 мм	d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,2•3 = = 49,6 = 50 мм
	l3	определяется графически на компоновке
4-ая под подшипник	d4 l4	d4 = d2 = 25 мм l4 = B + c = 15 + 1= 16мм	d4 = d2 = 40 мм l4 = B + c = 23 + 2 = 25 мм

Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов.

быстроходный вал цилиндрического редуктора

тихоходный вал цилиндрического редуктора

Предварительный выбор подшипников качения.

По таблице 7.2 Шейнблит определим тип, серию и схему установки подшипников и по таблице К-27 определим основные параметры подшипников.

Для цилиндрических передач при аw < 200 мм: радиальные шариковые однорядные подшипники, серия легкая, схема установки - 3 (враспор).



Обозначение	d	D	B	r	Cr, кН	Cor, кН
205	25	52	15	1,5	14	6,95
308	40	90	23	2,5	41	22,4

8. Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал

Ft1 = 1300 Н; Fr1 = 473 H; FM = 700 H; d1 = 20 мм; lБ = 83 мм; lМ = 58,5 мм.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал).

Вертикальная плоскость:

определяем опорные реакции:

проверка:

строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н•м.

МХ1 = 0; МХ2 = 0; ; МХ4 = 0

Горизонтальная плоскость:

определяем опорные реакции:

Знак «-» означает, что сила направлена в противоположную сторону по сравнению с показанным направлением на схеме.

проверка:

700 - 543,3 - 1300 + 1143,4 = 0;

0 = 0.

строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н•м.

MY1 = 0; MY2 = -FM•lM = -700 H•0,0585 м = -41 Н;

MY4 = 0.

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Тихоходный вал

Ft2 = 1300 Н; Fr2 = 473 H; Fоп = 2902,7 Н; d2 = 40 мм; lT = 91 мм; lоп = 57,5 мм.

Эпюра изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал).

Вертикальная плоскость:

определяем опорные реакции:

проверка:

строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н•м.

МХ1 = 0; ;

МХ3 = 0; МХ4 = 0

Горизонтальная плоскость:

определяем опорные реакции:

Знак «-» означает, что сила направлена в противоположную сторону по сравнению с показанным направлением на схеме.

проверка:

2902,7 + 1184,1 + 1300 - 5386,8 = 0;

0 = 0.

строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н•м:

MY1 = 0; MY3 = RDX•lT = = -1184,1 H•0,091 м = = -107,8 Н; MY4 = 0.

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

9. Проверочный расчет подшипников

Crp Cr; L10h Lh,

где Сr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника;

Crp - расчетная динамическая грузоподъемность

RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- угловая скорость вращения соответствующего вала;

m = 3 - для шариковых подшипников;

Lh - требуемая долговечность подшипника;

Lh 10000 ч. (ГОСТ 16162 - 85), в данном случае Lh = 12000 ч.

L10h - базовая долговечность, ч;

Быстроходный вал.

при , RE = V•Rr•Kб•КТ,

где V = 1 - коэффициент вращения;

Rr = Fr = 473 H - радиальная нагрузка подшипника;

Кб = 1,25 - коэффициент безопасности;

КТ = 1 - температурный коэффициент.

Величины V, Kб, КТ выбираются из таблица 9.1 Шейнблит.

RE = 1•473 Н•1,25•1 = 591,3 Н;

подшипник 205 подходит.

Тихоходный вал.

RE = V•Rr•Kб•КТ

Величины V, Kб, КТ те же, что и для быстроходного вала.

RE = 1•5392 Н•1,25•1 = 6740 Н

;

подшипник 308 подходит.

10. Проверочный расчет

Проверочный расчет шпонок

Условие прочности:

где Ft - окружная сила на шестерне или колесе,

Ft = 1300 H;

Aсм = (0,94h - t1)lp - площадь смятия, мм2,

lp = l - b - рабочая длина шпонки со скругленными концами,

l - полная длина шпонки,

b, h, t1 - стандартные размеры (таблица К42 Шейнблит);

[]см - допускаемое напряжение на смятие, МПа,

[]см = 110…190 МПа - для стальной ступицы.

шпонка 6622

lp = l - b = 22 - 6 = 16 мм,

t1 = 3,5 мм

Асм = (0,94•6 - 3,5)•16 = 34,24 мм2,

прочность обеспечена.

шпонка 10836

lp = l - b = 36 - 10 = 26 мм,

t1 = 5 мм

Асм = (0,94•8 - 5)•26 = 65,52 мм2,

прочность обеспечена

Проверочный расчет смежных винтов подшипниковых узлов

Диаметр винта d = 12 мм, шаг резьбы р = 1,75, класс точности 6.8 из стали Ст 35 по ГОСТ 11738 - 84.

Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника RY = 236,5 Н

где Fp - расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н:

Fp = [Kз•(1 - Х) + Х]•FB,

где FB = 0,5RY = 0,5•236,5 = 118,25 H;

Кз = 1,5 - коэффициент затяжки при постоянной нагрузке;

Х = 0,27 - коэффициент основной нагрузки (соединение чугунных деталей);

Fp = [1,5•(1 - 0,27) + 0,27]•118,25 = 161,4 H.

А - площадь опасного сечения винта, мм2:

,

dp = d - 0,94p = 12 - 0,94•1,75 = 10,355 мм,

[] - допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, МПа:

[] = (0,2…0,25)т = 0,25•480 = 120 МПа

т = 6•8•10 = 480 МПа

6.8 - класс точности

условие прочности выполнено.

Проверочный расчет валов

S [S] = 2,1

Суммарные реакции принимаем из пункта 8, т.к. расстояния между точками приложения реакций (lБ, lT), консольных нагрузок (lоп, lМ) изменились незначительно.

Быстроходный вал

Определит напряжения в опасных сечениях вала, МПа.

нормальные напряжения:

Wнетто = 0,1•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит;

М - суммарный изгибающий момент, Н•м (пункт 8).

сечение 2:

сечение 3:

касательные напряжения:

,

где Мк - крутящий момент;

Wнетто = 0,2•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит.

сечение 2:

сечение 3:

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Кy = 1

K, K - выбираются из таблицы 11.2 Шейнблит.

сечение 2: К = 1,45; К = 1,3; Кd = 0,77;

галтель: ; ;

натяг: ; ;

сечение 3:

галтель: К = 1,55; К = 1,4;

Кd = 0,77;

; ;

КF = 1 - для шлифования.

сечение 2:

(К)D = 3,5 + 1 - 1 = 3,5

(К)D = 2,5 + 1 - 1 = 2,5

сечение 3:

(К)D = 2

(К)D = 1,8

Пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:

сечение 2:

сечение 3:

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

сечение 2:

сечение 3:

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

сечение 2:

сечение 3:

Т.к. S > [S], то прочность обеспечена.

Тихоходный вал

Определит напряжения в опасных сечениях вала, МПа.

нормальные напряжения:

Wнетто = 0,1•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит;

М - суммарный изгибающий момент, Н•м (пункт 8).

сечение 2:

сечение 3:

касательные напряжения: ,

где Мк - крутящий момент;

Wнетто = 0,2•d3 - выбираем из таблицы 11.1 Шейнблит.

сечение 2:

сечение 3:

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Кy = 1

K, K - выбираются из таблицы 11.2 Шейнблит.

сечение 2: шпоночный паз: К = 2,025; К = 1,875; Кd = 0,73;;

;

натяг: ; ;

сечение 3: галтель: К = 1,75; К = 1,45; Кd = 0,73; ; ;

натяг: ; ;

КF = 1 - для шлифования.

сечение 2: (К)D = 3,76

(К)D = 2,63

сечение 3: (К)D = 3,25

(К)D = 2,35

Пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:

сечение 2:

сечение 3:

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

сечение 2:

сечение 3:

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

сечение 2:

сечение 3:

Т.к. S > [S], то прочность обеспечена.

11. Масса и технический уровень редуктора

Определение массы редуктора

m = ••V•10-9,

где - коэффициент заполнения. Определяется по графику 12.1 Шейнблит в зависимости от межосевого расстояния аw;

aw = 100 мм = 0,45;

= 7300 кг/м3 - плотность чугуна;

V - условный объём редуктора:

V = L•B•H = 260•145•220 = 8,294•106 мм3,

m = 0,45•7300•8,294•106•10-9 = 27,2 кг.

Определение критерия технического уровня редуктора.

Качественная оценка технического уровня редуктора.

= 0,267 > 0,2 - низкий; редуктор морально устарел.

Производство такого редуктора экономически неоправданно.

Список литературы

Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения: Справочник. - М., 1975.

Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. - М., 1998.

Дунаев Л. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. - М., 1998.

Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1998.

Иосилевич Г. Б., Лебедев П. А., Стреляев В. С. Прикладная механика. М.: Высшая школа, 1985.

Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Козинцев Б. С. и др. Проектирование механических передач. - М., 1984.

Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтарь, 2002.

Строков В. Л. Курсовое проектирование по Прикладной механике. Методические указания и задания к курсовому проектированию. - Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2001.

Строков В. Л. Лабораторные работы по Прикладной механике. Методические указания. Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2001.

Строков В. Л. Расчет передач. Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике. - Волжский: ВФ МЭИ (ТУ), 2002.

Размещено на Allbest.ru