Оглавление
Техническая характеристикапривода конвейера
Предварительный кинематическийрасчет
Энергетический расчет
Выбор материалов для зубчатыхколес и методов их упрочнения
Расчеты на прочность зубчатых колес
Основные размеры корпуса и крышкиредуктора
Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников
Уточненный силовой расчетредуктора
Расчет реакций опор редуктора
Расчет внутренних силовыхфакторов валов
Проверка прочности шпоночныхсоединений
Выбор муфт
Список использованной литературы
Техническая характеристика привода конвейера
Приводконвейера включает двигатель поз.1, одноступенчатый редуктор поз.3, 4 иоткрытую зубчатую передачу поз.5,6. Вал двигателя и ведущий вал редукторасоединены упругой муфтой поз.2.
Известны:F — сила полезногосопротивления движению ленты конвейера (протяжка ленты осуществляется с помощьюбарабана поз.7); D — диаметрбарабана; v — скорость протяжкиленты конвейера; Ксут — коэффициент загрузки оборудования в сутки по часам; φ- угол наклона линии центров открытой зубчатой передачи. Момент силы F может кратковременно отклоняться от своего номинальногозначения (Мном), увеличиваясь до Мпуск при пусках и до Мmaxпри перегрузках. Нагрузка на ленту конвейера близка к постоянной. Срок службыпривода без ремонта редуктора 5 лет. Выбор материалов зубчатых колес ограниченследующим перечнем: стали 35, 45Х, 40ХНМА. Производство приводов крупносерийное.
/> />
F = 3,5 кН; v = 0,8 м/с; D = 250 мм; φ = 0°; Ксут = 0,2; Мпуск/ Мном = 1,5; Мmax / Мном = 1,6.
ТМКП.220101.001ПЗ
Предварительный кинематический расчет
Цельэтого расчета — определение ориентировочного значения частоты вращения валадвигателя.
Найдемчастоту вращения исполнительного элемента механизма:
nIII = 0,8 · 60/π · 0,25 = 61 об/мин.
Проектируемыймеханизм двухступенчатый. Ориентировочно назначим для быстроходной ступенипередаточное отношение i3.4 = 5 (будетзамедлять движение в 5 раз).
Длятихоходной ступени назначим i5.6 = 3 (замедляетдвижение в 3 раза). Следовательно, для всего механизма передаточное отношение:
imax = i3.4 · i5.6 = 5 · 3 = 15, так как
iмех = nI / nIII, nI = nIII · iмех =61· 15 = 915 об/мин — ориентировочное значение частоты вращения валаэлектродвигателя.Энергетический расчет
Выбордвигателя.
Расчетвключает определение мощности движущих сил, которую должен развивать двигатель.
Мощностьполезных сопротивлений на выходном валу механизма:
РIII = F · v= 3,5 · 0,8 = 2,8 кВт.
Дляопределения мощности двигателя учтем потери энергии в механизме. Известно, чтоКПД устройства есть отношение полезной работы к затраченной. В данном случаеприменим работу в единицу времени — мощности.
η =РIII / PI,следовательно, РI = PIII/ ηмех
ηмех= η3,4 · η5,6; η3,4 = 0,97; η5,6= 0,95.
РI = PIII / (η3,4· η5,6) = 2,8/ (0,97 · 0,95) = 3 кВт.
Выбираемдвигатель с запасом мощности: 4А112МА6.
Рном= 3 кВт, nдв = 955 об/мин, dв= 32 мм.
Уточненныйкинематический расчет.
Привыбранном двигателе передаточное отношение механизма:
iмех = nдв / nIII = 15,5
Разобьемэто передаточное отношение на две ступени. Для быстроходной ступени принимаем i3,4 = 5 — это передаточное отношение можнореализовать при следующих числах зубьев: z3= 21, z4 = 105.
Длятихоходной ступени принимаем:
i5.6 = iмех / i3.4 = 15,5/5 = 3,1; z5= 30, z6 = 93.
Фактическоепередаточное отношение:
iфмех = i3.4· i5.6 = 5 · 3,1 = 15,5
nI = nдв = 955об/мин;
nII = nI / i3.4 = 955/5 = 191 об/мин;
nIII = nII / i5.6 = 61,6 об/мин.
Угловыескорости валов:
ωI = πnI / 30 =3,14 · 955/30 = 99,9 рад/с;
ωII = πnII / 30= 20 рад/с;
ωIII = πnIII /30 = 6,45 рад/с;
Предварительныйсиловой расчет.
РI = Pдв = 3 кВт;
РII = PI · η3,4= 3 · 0,97 = 2,91 кВт;
РIII = PII · η5.6= 2,91 · 0,95 = 2,76 кВт;
МI = РI / ωI = 3/99,9 = 0,03 кН · м = 30 Н · м;
МII = РII / ωII = 2,91/20 = 0,14 кН · м = 140 Н · м;
МIII = РIII / ωIII = 2,76/6,45 = 0,427 кН · м = 427 Н · м;Выбор материалов для зубчатых колес и методов ихупрочнения
Проектируемыйредуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому выбираемматериал со средним значением прочностных характеристик — сталь 45Х.
Дляупрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» иучтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкалеБринелля больше твердости колеса.
Принимаем:для шестерни улучшение НВ 280, для колеса улучшение НВ 260.
Материалимеет следующие характеристики прочности:
пределпрочности σВ = 850 МПа, пределтекучести σТ = 580 МПа.
Дляобеспечения расчета на выносливость установим базовые числа циклов переменнапряжений для шестерни и колеса:
NHO1 = 20 · 106, NHO2 = 17 · 106.
Привыбранных марке стали и термообработке толщина материала (s)не должна превышать 80 мм: s ≤80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес.
Дляопределения соотношения рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестернизададим значение коэффициента ширины зубчатого венца для цилиндрическойпередачи: φbd = 1.
Имсоответствуют:
КНВ= 1,05; КFB = 1,1 и КНВ = 1,06; КFB = 1,23.
Назначимресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работатьпять лет по 300 дней в году с коэффициентом загрузки в сутки Ксут =0,5.
Получимресурс изделия:
Lh = 5 · 300 · 24 · 0,2 = 7200 часов.Расчеты на прочность зубчатых колес
Расчетына прочность зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени проведем на ЭВМ.
Напоследующих листах приведем исходные данные и результаты расчетов, полученныхна ЭВМ.
КОМПЬЮТЕРНАЯРАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХЦИЛИНДРИЧЕСКИХ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
ИСХОДНЫЕДАННЫЕ.
Материалзубчатых колес — Сталь 45Х.
Термообработка:
шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.
Ресурс7200 часов.
Частотавращения шестерни 955 об/мин.
Передаточноечисло 5.
Базовоечисло циклов перемен напряжений:
шестерни20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.
Уголнаклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).
Числозубьев шестерни 21 (ориентировочное значение).
Крутящиймомент на шестерне: 30 ньютон-метров.
Коэффициентширины шестерни относительно диаметра 1.
Коэффициентынагрузки: КНВ = 1,05; КFB = 1,1.
РЕЗУЛЬТАТЫРАСЧЕТОВ
Допускаемоеконтактное напряжение: 499,09 МПа.
Допускаемоенапряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.
Межосевоерасстояние, определенное из условия
контактнойвыносливости: 109,22 мм.
Модульзацепления, определенный из условия
выносливостипри изгибе зубьев: 1,28 мм.
Определенныеиз условия контактной выносливости:
начальныйдиаметр шестерни 36,00 мм,
шириназубчатого венца 36,00 мм.
Фамилия,имя пользователя ЭВМ — Бергевич.
Статуспользователя ЭВМ — Студент.
Структурноеподразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.
КОМПЬЮТЕРНАЯРАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
09.04.2008
ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
Материалзубчатых колес — Сталь 45Х.
Термообработка:
шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.
Ресурс7200 часов.
Частотавращения шестерни 191 об/мин.
Передаточноечисло 3.
Базовоечисло циклов перемен напряжений:
шестерни20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.
Уголнаклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).
Числозубьев шестерни 30 (ориентировочное значение).
Крутящиймомент на шестерне: 140 ньютон-метров.
Коэффициентширины шестерни относительно диаметра 1.
Коэффициентынагрузки: КНВ = 1,05; КFB = 1,1.
РЕЗУЛЬТАТЫРАСЧЕТОВ
Допускаемоеконтактное напряжение: 499,09 МПа.
Допускаемоенапряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.
Межосевоерасстояние, определенное из условия
контактнойвыносливости: 126,03 мм.
Модульзацепления, определенный из условия
выносливостипри изгибе зубьев: 1,65 мм.
Определенныеиз условия контактной выносливости:
начальныйдиаметр шестерни 62,32 мм,
шириназубчатого венца 62,32 мм.
Фамилия,имя пользователя ЭВМ — Бергевич.
Статуспользователя ЭВМ — Студент.
Структурноеподразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.
Дата
РАСЧЕТ НАПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ
16.04.2008
ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
Материалзубчатых колес — Сталь 45Х.
Термообработка:шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.
Пределытекучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.
Пределыпрочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.
Ресурс7200 часов.
Частотавращения шестерни 955 об/мин.
Передаточноечисло 5.
Базовоечисло циклов перемен напряжений:
шестерни80000000 циклов, колеса 15000000 циклов.
Уголнаклона зуба 10,9424989068669 градусов.
Крутящиймомент на шестерне: 30 ньютон-метров.
Коэффициентынагрузки: КНВ = 1,05; КFB = 1,1.
Начальныйдиаметр шестерни: 36,6666666666667 мм. Модуль: 2 мм.
Рабочаяширина зубчатого колеса: 36 мм.
Степеньточности изготовления зубчатых венцов: 8.
Коэффициенткратковременных перегрузок: 1,6.
РЕЗУЛЬТАТЫРАСЧЕТОВ
К условиюконтактной выносливости:
допускаемоеконтактное напряжение: 499,09 МПа,
расчетноеконтактное напряжение: 486,32 МПа.
К условиюстатической прочности по контактным напряжениям:
допускаемоепредельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,
расчетноепредельное контактное напряжение: 615,15 МПа.
К условиюизгибной выносливости:
допускаемыенапряжения изгиба зубьев:
шестерни236,88 МПа, колеса 219,96 МПа
расчетныенапряжения изгиба зубьев:
шестерни91,77 МПа, колеса 79,80 МПа.
К условиюстатической прочности по напряжением изгиба:
предельныедопускаемые напряжения изгиба зубьев:
шестерни464,00 МПа, колеса 464,00 МПа.
предельныерасчетные напряжения изгиба зубьев:
шестерни146,83 МПа, колеса 127,68 МПа.
Контрольныепараметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления,углу наклона зубьев и передаточному числу:
межосевоерасстояние: 110,000000
числозубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 18,00000
числозубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 90,00000
Фамилия,имя пользователя ЭВМ — Бергевич.
Статуспользователя ЭВМ — Студент.
Структурноеподразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.
РАСЧЕТ НАПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ
23.04.2008
ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
Материалзубчатых колес — Сталь 45Х.
Термообработка:шестерни — Улучшение НВ 280, колеса — Улучшение НВ 260.
Пределытекучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.
Пределыпрочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.
Ресурс7200 часов.
Частотавращения шестерни 191 об/мин.
Передаточноечисло 3.
Базовое числоциклов перемен напряжений:
шестерни80000000 циклов, колеса 15000000 циклов.
Уголнаклона зуба 10,9424989068669 градусов.
Крутящиймомент на шестерне: 140 ньютон-метров.
Коэффициентынагрузки: КНВ = 1,05; КFB = 1,1.
Начальныйдиаметр шестерни: 62,32 мм. Модуль: 2 мм.
Рабочаяширина зубчатого колеса: 62,32 мм.
Степеньточности изготовления зубчатых венцов: 8.
Коэффициенткратковременных перегрузок: 1,6.
РЕЗУЛЬТАТЫРАСЧЕТОВ
К условиюконтактной выносливости:
допускаемоеконтактное напряжение: 499,09 МПа,
расчетноеконтактное напряжение: 224,10 МПа.
К условиюстатической прочности по контактным напряжениям:
допускаемоепредельное контактное напряжение: 1624,00 МПа,
расчетноепредельное контактное напряжение: 283,46 МПа.
К условиюизгибной выносливости:
допускаемыенапряжения изгиба зубьев:
шестерни236,88 МПа, колеса 219,96 МПа
расчетныенапряжения изгиба зубьев:
шестерни28,86 МПа, колеса 27,54 МПа.
К условиюстатической прочности по напряжением изгиба:
предельныедопускаемые напряжения изгиба зубьев:
шестерни464,00 МПа, колеса 464,00 МПа.
предельныерасчетные напряжения изгиба зубьев:
шестерни46,18 МПа, колеса 44,06 МПа.
Контрольныепараметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления,углу наклона зубьев и передаточному числу:
межосевоерасстояние: 124,640000
числозубьев шестерни, рассчитанное на ЭВМ: 30,59345
числозубьев колеса, рассчитанное на ЭВМ: 91,78036
Фамилия,имя пользователя ЭВМ — Бергевич.
Статуспользователя ЭВМ — Студент.
Структурноеподразделение — Учебная группа ЭП-06СПО.
Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщинастенок:
δ =0,025α + 1 = 0,025 · 100 + 1 = 3,5 мм
δ1= 0,02α + 1 = 0,02 · 100 + 1 = 3 мм
Принимаем:δ = δ1 = 8 мм
Толщинапоясов стыка: b = b1= 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм
Толщинабобышки крепления на раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18 мм
Диаметрыболтов:
d1 = 0,03α + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм — М16
d2 = 0,75d1 =0,75 · 16 = 12 мм — М12
d3 = 0,6d1 =0,6 · 16 = 9,6 мм — М10
d4 = 0,5d1 =0,5 · 16 = 8 мм — М8Предварительный расчет на прочность валов, подборподшипников
Дляизготовления валов назначаем сталь 45 и при этом учитываем, что в дальнейшемможет появиться необходимость замены марки стали. В частности, для вал-шестернибудет назначен тот же материал, что и для зубчатого венца.
Проектировочныйрасчет диаметра вала ведем по напряжениям, возникающим при кручении:
dв ≥ />,
где МК — крутящий момент, [τ] = 20-35 МПа — допускаемыекасательные напряжения (значения занижены в порядке компенсации неучета в этомрасчете напряжений изгиба).
Диаметртихоходного вала:
dII = ≥ /> = 0,027 м = 27 мм.
Принимаемдиаметр посадки шестерни тихоходной ступени dII= 27 мм. Для посадки подшипника назначаем d = 30 мм.
Для опортихоходного вала выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46306 по ГОСТ831-75. Его размеры: d = 30 мм, D= 72 мм, В = 19 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 32,6 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 18,3 кН.
Диаметрбыстроходного вала:
dI = ≥ /> = 0,019 м = 19 мм.
Быстроходныйвал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 27 мм. Значения диаметров, соединяемых валовне должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM ≈ 0,75dД. Окончательно принимаем диаметр посадки муфтына быстроходный вал d = 20 мм.
Дляпосадки подшипника назначаем d = 25 мм. Сравниваязначения этих диаметров с размерами зубчатого венца шестерни, принимаем решениео конструировании быстроходного вала в виде вал-шестерни.
Для егоопор выберем подшипник: шариковый радиально-упорный 46305 по ГОСТ 831-75. Егоразмеры: d = 25 мм, D = 62 мм,В = 17 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 26,9 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 14,6 кН.
Уточненный силовой расчет редуктора
Определимусилия в зубчатых зацеплениях.
Быстроходнаяступень:
окружное:Ft1 = Ft2= 2MI / d1= 2 · 30/0,0367 = 1634,88 H
радиальное:Fr1 = Fr2= Ft1 · tgα/ cosβ = 1634,88 · tg 20°/cos 10,94° = 607,2 H
осевое: Fα1 = Fα2= Ft1 · tgβ= 1634,88 · tg 10,94° = 316 H
Тихоходнаяступень:
окружное:Ft3 = Ft4= 2MII / d3= 2 · 140/0,0623 = 4423,38 H
радиальное:Fr3 = Fr4= Ft3 · tgα/ cosβ = 4423,38 · tg 20°/cos 10,94° = 1641,6 H
осевое: Fα3 = Fα4= Ft3 · tgβ= 4423,38 · tg 10,94° = 855 HРасчет реакций опор редуктора
Значенияреакций опор валов необходимы для проверки работоспособности валов иподшипников. Наибольшее опасение по работоспособности вызывает тихоходный валредуктора и его опоры, так как там наблюдаются наибольшие нагрузки — силы,возникающие в зацеплении.
Изэскизной компоновки редуктора: l1 = 36,5 мм.
/>
Реакцииопор:
вплоскости xz: Rx1= Rx2 = Ft/ 2 = 1635/2 = 817,5 Н;
вплоскости yz: Ry1=(1/2l1) (Fr1l1 + Fa1d1/2) = (1/2·36,5) (607·36,5 + 316·36,7/2) = 384 H;
Ry2= (1/2l1) (Fr1l1 — Fa1d1/2)= (1/2·36,5) (607·36,5 — 316·36,7/2) = 223 H.
Проверка:Ry1 + Ry2 — Fr1 = 384 + 223 — 607 = 0.
Суммарныереакции:
Pr1 = /> = /> = 903 H;
Pr2 = /> = /> = 847 H.
Проверяемподшипники по более нагруженной опоре 1.
Эквивалентнаянагрузка:
Рэ= (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которойрадиальная нагрузка Pr1 = 903 H; осевая нагрузка Pa1= Fa1 =316 H;V = 1 -
вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1.
ОтношениеFa1/Со = 316/14600 =0,022; этой величине соответствует е = 0,21.
Отношение
Рa1/Pr1 =316/903 = 0,35 > е; Х = 0,45; Y = 1,97.
Рэ= (0,45·903 + 1,97· 316) = 1029 H.
Расчетнаядолговечность, млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (26900/1029) 3 = 17865 млн. об.
Расчетнаядолговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 17865·106/60·955 = 31·104 ч,
чтобольше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.
Рассмотримтихоходный вал редуктора.
Изэскизной компоновки редуктора: l2 = 37,5 мм,l3 = 51 мм.
Реакцииопор:
вплоскости xz:
Rx3 = (1/2l2)(Ft3l3+ Ft2l2)= (1/2·37,5) (4423·51 + 1635·37,5) = 3690 Н;
Rx4 = (1/2l2)[ (Ft2l2- Ft3 (2l2+ l3)] = (1/2·37,5) (1635·37,5 — 4423·126) =- 6478 Н;
Проверка:Rx3 + Rx4+ Ft3 — Ft2= 3690 — 6478 + 4423 — 1635 = 0.
вплоскости yz:
Ry3= (1/2l2)(Fr2l2 — Fa2d2/2+ Fr3l3 — Fa3d3/2)= (1/2·37,5) (607·37,5 — 316·63,3/2 + 1642·51 -
855·62,3/2) = 908 H;
Ry4= (1/2l2) [ (-Fr2l2 — Fa2d2/2 + Fr3 (2l2 + l3)- Fa3d3/2) = (1/2·37,5) (-607·37,5 — 316·63,3/2 +1642·126 — 855·62,3/2) = 1943 H;
Проверка:Ry3 — Ry4 — Fr2 + Fr3= 908 — 1943 — 607 + 1642 = 0.
Суммарныереакции:
Pr3 = /> = /> = 3800 H;Pr4 = /> = /> = 6507 H.
/>
Проверяемподшипники по более нагруженной опоре 4.
Эквивалентнаянагрузка:
Рэ= (XVPr4 + YPa4)KбKT,
в которойрадиальная нагрузка Pr4 = 6507 H; осевая нагрузка Pa4= Fa4 = 855 H;V = 1 -
вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1.
ОтношениеFa4/Со = 855/18300 =0,037; этой величине соответствует е = 0,23.
ОтношениеРa4/Pr4= 855/6507 = 0,13 > е; Х = 0,56; Y = 1,88.
Рэ= (0,56·6507 + 1,88· 855) = 5251 H.
Расчетнаядолговечность, млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (32600/5251) 3 = 240 млн. об.
Расчетнаядолговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 240·106/60·191 = 37·103 ч,
чтобольше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран, верно.Расчет внутренних силовых факторов валов
Впроектируемом редукторе два вала — быстроходный и тихоходный. Быстроходныйизготовлен, как вал-шестерня. Это значит, он усилен в наиболее нагруженномсечении за счет зубчатого венца.
Крометого, избыток его прочности заложен в проектировочном расчете. Рассмотримбыстроходный вал. Опасное сечение — шестерня. Концентрация напряжений в опасномсечении вызвана нарезкой зубьев. Найдем значения изгибающих моментов в наиболееопасном сечении:
Му= Rx1l1= 817,5 ·0,0365 = 30 Н·м;
Мх= Rу1l1 =384·0,0365 = 25 Н·м;
Мсеч= /> = />= 39 Н·м.
Определимдиаметр вала в опасном сечении по совместному действию изгиба и кручения:
Мпр= /> = />= 47 Н·м.
dсеч = /> = /> = 20 мм
Прочностьвала обеспечена.
Рассмотримтихоходный вал. Опасное сечение — опора 4. Концентрация напряжений в опасномсечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдемзначения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му= Ft3l3= 4423·0,051 = 226 Н·м;
Мх= Fr3l3+ Fa3d3/2= 1642·0,051 + 855·0,0623/2 = 112 Н·м;
Мсеч= /> = />= 253 Н·м.
Материалвала — сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт =540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2[2].
Расчетвала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа= σu = Мсеч / 0,1d3 = 253 · 103/0,1 · 303 =67,3 МПа
τа= τк /2 = ТII / 2 · 0,2d3 = 140 · 103/0,4 · 303 =7,6 МПа
Кσ/ Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;
KFσ = KFτ= 1 табл.10.8 [2]; KV = 1 табл.10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ — 1) · 1/KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ — 1) · 1/KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2
σ-1Д= σ-1/KσД =360/3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д= τ — 1/KτД= 200/2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7/67,3 = 1,7; Sτ = τ — 1Д/ τа = 91/7,6 = 12
S = Sσ Sτ / /> = 1,7 · 12//> = 2,6 > [S] = 2,5
Прочностьвала обеспечена. Смазка.
Смазказубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в маслона полную высоту зуба.
Вязкостьмасла по табл.11.1 [2]:
V1 = 2,8 м/с — V40°= 28 мм2/с
Потаблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°C = 26-32мм2/с.
Камерыподшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодическипополняем его шприцем через пресс-масленки.Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжениесмятия:
σсм= 2Т / d (l — b) (h — t1)
Ведущийвал Ø20 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t1= 3,5 мм.
σсм= 2 · 7,6 · 103/20 · (40 — 6) (6 — 3,5) = 8,12 МПа
Ведомыйвал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 36, t1= 5 мм.
σсм= 2 · 140 · 103/35 · (36 — 10) (8 — 5) = 91,8 МПа
Ведомыйвал Ø27 мм, шпонка 7 × 7 × 50, t1= 4 мм.
σсм= 2 · 140 · 103/27 · (50 — 7) (7 — 4) = 80,4 МПа Выбор муфт
Муфта,соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.
Диаметрконца вала: Ø20 мм.
По ГОСТ21424-93 принята муфта:
Муфта63-20-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 63Н · м, D × L = 100× 104.
В нашемслучае: МI = 30 Н · м
Запас умуфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгибнет надобности.
Список использованной литературы
1. С.А. Чернавский и др. — Курсовое проектирование деталей машин,
2. Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов — Конструирование узлов и деталей машин,
4. Москва, «Высшая школа», 1998 г.
5. М.Н. Иванов — Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
6. А.Е. Шейнблит — Курсовое проектирование деталей машин,
7. Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.