Реферат: Привод цепного конвейера
1. Энергетическийи кинематический расчёт привода
1.1 Исходныеданные:
Ft- окружнаясила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00
V — скоростьдвижения цепи, м/с; 0,75
Z – числозубьев звездочки; 9
P – шагтяговых звездочек, мм; 100
1.2 Выборэлектродвигателя.
1.2.1Определение потребляемой мощности привода
Рвых.= FtּV, (1.1)
где Рвых.-потребляемая мощность привода, кВт
Рвых= 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт
1.2.2Определение потребляемой мощности электродвигателя
Рэ= Рвых / ףоб, (1.2)
где Рэ — потребляемая мощность электродвигателя;
ףоб – общий КПД привода,определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.
ףоб= ףц.п ּ ףк.п ּףм, ּ ףм (1.3)
где ףц.п – КПД цилиндрическойпередачи, ףц.п=0,96 – 0,98;
ףц.п – КПД коническойпередачи, ףц.п=0,95 – 0,97;
ףм – КПД муфты, ףм=0,98.
ףоб= 0,97•0,96•0,982 =0,89
Рэ=0,75/0,89=0,84 кВт
1.2.3Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя
nэ=nвּ u1ּu2ּ …(1.4)
где<sup/>u1,u2 — рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;
nв — частота вращения приводного вала, мин.-1
nэ– предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1
/>, (1.5)
/> мин-1
Принимаемзначения передаточных чисел:
Uб=2,5- 5 Uт=2-5
nэ=50×4,5×4=900 мин.-1
По найденнымзначениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:
ЭлектродвигательАИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84
Pэ= 1,1 кВт,nэ = 695 об./мин.
1.3 Определениеобщего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
После выбораэлектродвигателя определяем общее передаточное число привода:
Uобщ=nэ/ nв (1.6)
где nэ — номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1
Uобщ=695/50= 13,9
Uред=Uобщ (1.7)
Uред=13,9
Далеепроизводим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.
/>, (1.8)
где Uт– передаточное число тихоходной ступени.
/>
Изстандартного ряда чисел принимаем Uт=4 по СТСЭВ 229-75
Uб=Uред/Uт,(1.9)
где Uб– передаточное число быстроходной ступени
Uб=13,9/4=3,48
Изстандартного ряда чисел принимаем Uб=3,55 по СТСЭВ 229-75
1.4 Определениемощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах
Мощности навалах определяют через мощность электродвигателя
P1= Pэ ּףм, (1.10)
где P1– мощность на первом валу, кВт;
ףм – КПД муфты
P1= 1,1×0,98=1,08 кВт
P2= P1 ּףк.п., (1.11)
где P2– мощность на втором валу, кВт;
ףк.п. – КПД коническойпередачи
P2= 1,08×0,96=1,05 кВт
P3= P2 ּףц.п., (1.12)
где P3– мощность на третьем валу, кВт;
ףц.п. – КПД цилиндрическойпередачи
P3= 1,05·0,97=1 кВт
Частотывращения валов могут быть определены через частоту вращения валаэлектродвигателя.
n1= nэ = 695 мин-1 (1.13)
ni=ni-1/Ui,(1.14)
где ni,ni-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1
n2= n1 /uб, (1.15)
где uб– передаточное число быстроходной ступени.
n2= 695/3,55=195,77 мин-1
n3= n2 /uт, (1.16)
где uт– передаточное число тихоходной ступени.
n3= 195,77/4=48,94 мин-1
Крутящиемоменты на валах определяются по формуле:
Ti=/>, Н ּ м(1.17)
где Ti — крутящий момент на i-ом валу, Н • м;
Рi — мощность на i-ом валу, кВт;
n — частотавращения i-ого вала, мин-1
T1= 9550 ּ P1/n1= 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)
T2= 9550 ּ P2/n2= 9550 ּ 1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)
T3= 9550 ּ P3/n3= 9550 ּ 1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)
Результатыпроизведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходнымиданными для последующих расчетов передач.
Таблица 1.
Валы Мощности на валах, кВтЧастоты вращения валов, мин-1
Крутящие моменты на валах, Н ּ м Передаточные числа передачI
II
III
1,08
1,05
1
695
195,77
48,94
14,84
51,22
195,14
Uб=3,55
Uт=4
2. Расчёттихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи
2.1 Исходныеданные
Крутящиймомент на шестерне Т1=51,22 Н·м;
Крутящиймомент на колесе Т2=195,14 Н·м;
Частотавращения шестерни n1 =195,77 мин-1;
Частотавращения колеса n2 =48,94 мин-1;
Передаточноечисло U = 4;
Срок службыпередачи L = 5 лет;
Коэффициентсуточного использования КС =0,29;
Коэффициентгодового использования КГ =0,8.
2.2 Выборматериала и термической обработки колес
Шестерня: сталь 40Х, Термообработка- улучшение и закалка ТВЧ,
твёрдость45-50 HRC.
Колесо: сталь40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.
2.3 Определениедопускаемых напряжений
2.3.1 Определениесрока службы передачи
/> (2.1)
где tΣ– срок службы передачи, час.
tΣ=5·365·0,8·24·0,29=10161час.
2.3.2 Определяемдопускаемые напряжения на контактную прочность
/>, (2.2)
где /> - базовоедопускаемое напряжение, Мпа;
zN –коэффициент долговечности.
Базовыедопускаемые напряжения [σ]но определяется по формуле:
/> (2.3)
где σHlim — длительный предел контактной выносливости, МПа;
ZR — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR=1;
ZV — коэффициент, учитывающий влияние скорости,
ZV= 1;
SH — коэффициент запаса прочности, SH =1,3 – при однородной структурематериала;
SH=1,3 – при поверхностных упрочнениях;
Коэффициентдолговечности ZN определяется по формуле:
/> (2.4)
где NHO — базовое число циклов нагружения;
NHE — эквивалентное число циклов нагружения;
m — показатель степени кривойусталости поверхностных слоев зубьев, m=6.
Базовое числоциклов нагружения NHO принимается равным:
/> (2.5)
Если NНОполучится больше 12·107, то принимают 12·107.
Когдатвёрдость задана в HRC, то
/> (2.6)
Эквивалентноечисло циклов нагружения NHE определяется по зависимости:
NHE=60 × n × tS Σ(Ti/TH)m/2·ti/t=
=60× n × tS (a1b13+ a2b23+…+ aibi3),(2,7)
где ai,bi– коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)
В случаеполучения NHE> NHО, ZN=1.
Шестерня Колесо/>17HRC+200=17·47.5+200=
=1007.5 МПа
ZR=1, ZV=1, SH=1.3
/>
NHE1=60·195,77·10161·(13×0,15+
+0,53×0,85) = 3,06·107
NHО1=(47,5·10)3=10,7·107<12·107
/>17HRC+200=17·47.5+200=
=1007.5 МПа
ZV=1, SH=1,3, ZR=1
/>
NHE2=60·48,94·10161·(13×0,15+0,53×0,85)=
=0,75·107
NHО2=(47,5·10)3=10,7·107<12·107
NHE< NHО – условие выполняется
/>
/>775·1,23=953,25МПа
/>
/>775·1,56=1209 МПа
/> /> />За расчётноепринимаем наименьшее напряжение:
[σ]HP=953,25МПа– расчётное допускаемое напряжение.
2.3.3Определение допускаемыхнапряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемоенапряжение на изгиб [σ]F, МПа определяется по формуле:
[σ]F= [σ]FО × YA× YN, (2.8)
где [σ]FО— базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;
YA — коэффициент,вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA=1;
YN-–коэффициентдолговечности.
Базовыедопускаемые напряжения на изгиб [σ]FО, определяются по формуле:
[σ]FО= (σFim×YR×YX×Yб)/SF,(2.9)
где σFim — предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;
YR — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании
YR =1;
YX –коэффициент размеров, YX =1;
Yб — коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений,Yб =1;
SF –коэффициент запаса прочности, SF=1,7.
Коэффициентдолговечности YNопределяют как:
/> (2.11)
где NFO— базовое число циклов нагружения,NFO =4×106;
NFЕ — эквивалентноечисло циклов нагружения;
m — показатель степени кривойвыносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –объемная иповерхностная закалка;
Эквивалентноечисло циклов нагружения NFЕопределяются по формуле:
/> (2.12)
При NFE>NFOкоэффициент долговечности YN=1.
Шестерня Колесо/>500-600МПа=550 МПа
/>
NFE1=60·195,77·10161·(19·0,15+
+0,59·0,85)= 18,1·107
NFE1> NFO => YN=1
/>500-600МПа=550 МПа
/>
NFE2=60·48,94·10161·(19·0,15+0,59·0,85)=
=4,55·107
NFE2> NFO => YN=1
/>323,5·1·1=323,5МПа
/>323,5·1·1=323,5МПа
/> /> />2.3.4 Определениемежосевого расстояния
/> (2,13)
где aw-межосевое расстояние, мм;
Ka — вспомогательный коэффициент, Ka = 450;
КН– коэффициент нагрузки;
ψa — коэффициент ширины.
Коэффициентширины принимаем равным ψa=0,25;
Коэффициентнагрузки принимаем равным KH=1,4.
/>
Изнормального ряда чисел принимаем />
2.3.5Определение модуля передачи
Для зубчатыхколес при твердости зубьев /> 350 HB модуль назначают:
m =(0,01…0,02)аW, (2,14)
а притвёрдости >45 HRC
mn= (0,016-0,0315) aw (2,15)
mn= (0,016-0,0315)×100
mn= 1,6 – 3,15
Стандартноезначение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).
2.3.5 Определениесуммарного числа зубьев для косозубой передачи
zΣ= 2×aw/mn, (2,16)
/>
2.3.7Определение числа зубьевшестерни
z1= zΣ/(u+1) (2,17)
z1= 100/5=20
Z1>Zmin,(2,18)
где Zmin=17– для прямозубых передач.
Условиевыполняется.
2.3.8 Определениечисла зубьев колеса
z2= zΣ — z1 (2,19)
z2=100-20 =80
2.3.9 Определениегеометрических размеров колес и шестерён
Делительныедиаметры:
d=mn×z
d1=2×20=40 мм d2=2×80=160 мм
Диаметрывершин зубьев:
da =d<sub/>+ 2·mn (2,20)
da1= d1 + 2·mn = 40 + 2·2 = 44 мм;
da2= d2 + 2·mn = 160 + 4 = 164 мм;
Диаметрывпадин зубьев:
df =d<sub/>– 2.5·mn (2,21)
df1 =d1 – 2.5·mn = 40 – 2,5·2 = 35 мм;
df2 =d2 – 2.5·mn = 160 – 2,5·2 = 155 мм;
Ширинаколеса:
b2 =ψa · aW (2,22)
b2 =ψa · aW = 0.25·100 = 25 мм
Ширинашестерни:
b1 =b2 + 5мм (2,23)
b1 =b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм
2.3.10Определение усилий в зацеплении
Окружноеусилие:
Ft= (2×T) / d, (2,24)
где Ft-окружное усилие, кН;
T — крутящиймомент на зубчатом колесе, Н • м;
d — делительный диаметрколеса, мм;
Ft =(2×51,22)/40 = 2,56кН
Радиальноеусилие:
Fr=Ft• tgαw<sub/>(2.25)
где aw — угол зацепления, aw =20°.
Fr=2,56•tg20 = 0,93 кН
2.3.11 Проверказубьев колес по напряжениям изгиба
Для этогопроизводят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:
[σ]F1/YF1и [σ]F2/ YF2 (2,26)
Коэффициентыформы зубьв YF1 и YF2 определяются по эквивалентномучислу зубьев шестерни и колеса:
/>
YF1=4,13YF2=3,73
Расчётведётся по шестерне.
Напряженияизгиба определяются по формуле:
σF= (2×103× YF×KFα× KFβ ·KFV×T)/(m2×Z×b)/>[σ]F, (2,27)
где σF — рабочее напряжение изгиба, МПа;
KFα– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружнойскорости колеса;
KFβ — коэффициент концентрации нагрузки;
KFV-коэффициент динамичности нагрузки;
Коэффициентконцентрации нагрузки KFβ назначают в зависимости откоэффициента ширины:
/> (2,28)
/>
Дляопределения коэффициента динамичности нагрузки KFV предварительнонеобходимо определить окружную скорость колеса:
V= (π×d×n)/(6×104), (2,28)
где V — скоростьколеса, м/с;
d — делительный диаметр, мм;
n— частота вращения колеса,мин-1
/>
По скоростиназначаем степень точности колеса – 8 степень точности и коэффициентдинамичности KFV = 1,04
/>
σF1=205,3МПа < [σ]F1 = 323,5МПа
Прочностьзубьев на изгиб обеспечена.
2.3.12Проверка зубьев колес на контактную прочность
/> (2,29)
где σH-контактныенапряжения, МПа;
К — вспомогательный коэффициент, К =428 – для прямозубой передачи;
KHα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями, КHα = 1;
KHβ — коэффициент концентрации нагрузки, KHβ = 1,08;
KHV-коэффициент динамичности нагрузки, KHV=1,03;
Ft-окружное усилие, Н;
d1-делительный диаметр шестерни, мм;
b2-ширина колеса, мм.
/>
σH= 801,5 МПа < [σ]H = 953, 25 МПа
Прочностьзубьев обеспечена.
3. Расчётпрямозубой конической передачи
3.1Исходные данные
Крутящиймомент на шестерне T1 = 14,84 Hм;
Крутящиймомент на колесе T2 = 51,22 Hм;
Частотавращения шестерни n1 =695 мин-1;
Частотавращения колеса n2 = 195,77 мин-1;
Передаточноечисло u = 3,55;
Срок службыпередачи L = 5лет;
Коэффициентсуточного использования Kc = 0,29;
Коэффициентгодового использования Kr = 0,8.
3.2 Выборматериала и термообработки
Шестерня:Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.
Колесо: Сталь40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.
3.3 Определениедопускаемых напряжений
3.3.1Определение срока службыпередачи
tΣ= 10161 часов – определено ранее.
3.3.2Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
/>, (3,1)
где /> - базовоедопускаемое напряжение, МПа;
ZN– коэффициент долговечности
Определяембазовые допускаемые напряжения:
/> (3,2)
ZR=1(т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);
ZV=1(проектный расчёт);
SH=1,3(поверхностное упрочнение).
/>
/> (3.3)
m= 6; />
NHE=60·n·tΣ/>=
=60·n·tΣ (a1b13+a2b23+…+aibi3) (3.4)
Шестерня Колесо
NHE1=60·695·10161·(13·0,15+
+0,53·0,85)=10,9·107
NHE1> NHО1=>ZN1=1
NHE2=60·195,77·10161·(13·0,15+
+0,53·0,85)=3,06·107
NHE2< NHО
/>
/>775·1=775МПа
/>775·1,23=953,25 МПа
/> /> />За расчётноепринимаем />775МПа
3.3.3Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб
/> (3,5)
/> (3,6)
/> (3,7)
NFO=4·106;m=9
/>(3.8)
/>=550МПа, YR=1,YX=1,Yδ=1,SF=1,7
/>=550·1·1·1/1,7=323,5МПа
/>
NFE1>NFО=>YN1=1
/>
NFE2>NFО=>YN2=1
YA=1– передача нереверсивная
/>
3.3.4 Определениедиаметра внешней делительной окружности колеса
de2=1650·/>(3,9)
где de2 — диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;
KH — коэффициентнагрузки, KH =1,5;
Т2 — крутящиймомент на колесе, Н • м;
[σ]H — допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;
VH— коэффициент понижения контактнойпрочности конической передачи, VH=0,85.
de2= 1650/>
Назначаем de2ст= 140 мм.
3.3.5 Определениечисла зубьев шестерни
Определяемделительный диаметр шестерни:
/> (3.10)
/>
Поделительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1`=Z=17 т.к.Н1 и Н2 >45 HRCЭ.
3.3.6Определение числа зубьев колеса
Z2=Z1×u (3.11)
Z2= 17·3,55=60
3.3.7 Определениеторцевого модуля
mte= de2ст./Z2 (3.12)
mte= 140/60=2,33 мм
Стандартноезначение торцевого модуля mte = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)
3.3.8Уточнениедиаметра делительной окружности колеса
de2= mte ×Z2 (3,13)
de2= 2,25·60=135 мм
/>
Фактическоепередаточное число: Uфак=60/17=3,53
3.3.9 Определениевнешнего конусного расстояния
/> (3,14)
где z 1иz2 — фактические числа зубьев шестерни и колеса.
Re= 0.5×2,25×/>= 70,16мм
3.3.10Определение ширины колес
b = kbe×Rbe, (3,15)
где kbe –коэффициент ширины, kbe = 0,285
b = 0,285·70,16=19,99
берём в=20мм
3.3.11 Определениеуглов наклона образующих делительных конусов
δ2= arctg Uфакт. (3,16)
δ1=900 — δ2 (3,17)
δ2= arctg 3,53 = 74,20
δ1=900-74,20= 15,80
3.3.12Определение диаметров колес
Делительныедиаметры:
de1 =mte × z1 (3,18)
de2= mte × z2 (3,19)
de1=2,25·17=38,3мм
de2= 2,25·60=135мм
Внешние диаметры:
dae1= de1+2(1+x1)×mte×cos δ1 (3,20)
dae2= de2+2(1+x2)×mte×cos δ2, (3,21)
где х1и х2 – коэффициенты радиального смещения, х1 и х2 =0
dae1=38,3+2·2,25×cos15,82=42,6мм
dae2=135+2·2,25·cos74,2=136,23мм
3.3.13 Определениеусилий в зацеплении
Окружные усилияна шестерне и колесе:
Ft1= Ft2 = (2×T1)/de1(1-0.5kbe),(3,22)
где Ft1,Ft2 — окружные усилия, кН;
T1-крутящий момент на шестерне, Н • м;
de1-делительный диаметр шестерни, мм.
Ft1= Ft2 = 2×14,84/38,25× (1-0,5×0,285) =0,9 кН
Осевое усилиена шестерне:
Fa1= Ft×tgα× sinδ1(3,23)
Fa1= 0,9×tg200×sin15,820= 0,09кН
Радиальноеусилие на шестерне:
Fr1= Fttgα cos δ1 (3,24)
Fr1= 0,9×tg200×cos 15,820= 0,32 кН
Осевое усилиена колесе:
Fa2= Fr1 (3,25)
Fa2=0,32кН
Радиальноеусилие на колесе:
Fr2= Fa1 (3,26)
Fr2=0,09 кН
3.3.14Проверка прочности зубьев на изгиб
Для этогоопределяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
zv1= z1/cos δ1 (3,27)
zv2= z2/cos δ2 (3,28)
zv1= 17/cos15,820= 17,67 => YF1=4,31
zv2=60/cos74,180= 220, 09=> YF2=3,74
Находимотношения:
[σ]F1/ YF1 и [σ]F2/ YF2 (3,29)
323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5
Проверочныйрасчёт ведём по шестерне:
σF= 2.7×103× YF×KFβ× KFV ×T/b× de ×mte×VF ≤[σ]F, (3,30)
где VF-коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической:VF = 0,85.
Коэффициентконцентрации нагрузки при изгибе KFβ определяется в зависимостиот коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям KFβпо формуле:
KFβ= 1+ (KHβ-1)×1.5, (3,31)
где KHβ=1,2
KFβ= 1+(1,2-1)×1,5 = 1,3
Приопределения коэффициента динамичности нагрузки КFV предварительнонеобходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:
V = π× de2(1-0.5× kbe) ×n2/6×104 (3.32)
где n2– частота вращения колеса, мин-1.
V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104= 1,19 м/с
По скоростиназначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV= 1,04 и КHV = 1,03
σF= 2,7·103·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа
σF= 177,32</>=323,5МПа
Прочностьзубьев на изгиб обеспечена.
3.3.15Проверка зубьев колёс на контактную прочность
/> (3,33)
/>
σH= 695,95 < [σ]H = 775 МПа
Контактнаяпрочность зубьев обеспечена.
3.3.16Проверка условия компоновки редуктора
/> (3,34)
/>100-136,23/2-50/2=6,9мм — условие компоновки редуктора выполняется.
4. Расчётвалов
4.1 Расчётвходного вала
4.1.1Проверочный расчёт вала
Составляемрасчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.
К балкеприкладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия кдвум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).
Ft1 =0,9 кН; Fr1 = 0,32кН;
Fa1= 0,09кН.
ΣМВ=0; Fr1·48- Fa1·d/2-RAY·26=0
RAY=/>
ΣМA=0; Fr1·22- Fa1·d/2+RBY·26=0
RBY=/>
ΣF=0; RBY+RAY -Fr1=0
0,53-0,21+0,32=0
I-I />
M1=Fa1·d1/2-Fr1·z1
M1=0,09×15=1,35Н·м
M1=-0,32×22+0,09×15=-5,69Н·м
II-II />
M2=-Fp·z2+Fa1×25+ RAY×(z2-22)
M2==-0,32×22+0,09×15=-5,69 кН;
M2=-0,32·48+0,09×15+0,53×26=0
ΣМА=0; RBX·26+Ft1·22=0
RBX=-Ft1·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН
ΣМВ=0; -RAX·26+Ft1·48=0
RAX=Ft1·48/26=0,9×48/26=1,66 кН
ΣF=0; Ra+Rb-Ft=1,66-0,76-0,9=0
I-I />
М1=-Ft1·z1
M1=0;M1=-0,9·22=-19,8 Н·м
Выделяемопасные сечения.
1. ОпораА
4.1.2Упрощённый расчёт вала
/> (5.4)
где σЭ– эквивалентное нагружение, МПа;
σ –номинальные напряжения изгиба, МПа;
τ –напряжения изгиба, МПа.
/> (5.5)
/>
/>
/>
/>
/>(5.6)
где σ-1– предел выносливости материала при изгибе, МПа;
σ-1=0,43σв (5.7)
σ-1=0,43·600=258МПа
ε –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;
S –коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;
Кδ– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,
Кδ= 1,65 – переход с галтелью.
/>
σЭ= 8,99 < />=68,8МПа
Прочность всечении обеспечена.
4.2 Расчётпромежуточного вала
4.2.1Материал и термообработка вала
Так как вализготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни:Сталь 40Х
σв=600МПа
σТ=350МПа
4.2.2Проектный расчёт вала
dк/>(5.11)
dБК/>dК+3f(5.12)
dБn/>dn+3γ,(5.13)
dn=dK-3γ (5.14)
dк/>
Назначаем dк=24мм,f=1мм
dБК/>24+3·1=27мм
Назначаем dБК=27мм,r=1,6мм
dn=24-3·1,6=19мм
Назначаем dn=20мм.
4.2.3Проверочный расчёт вала
Ft1= 0,9кН; Ft2 = 2,56кН;
Fr1= 0,09кН; Fr2 = 0,93кН.
Fa1=0,32кН;Т2=51,22Н·м.
ΣМA=0; RBY·129-Fr1·97-Fr2·32 +Fa1·d/2=0
RBY=/>
ΣМВ=0; -RAY·129+Fr1·32+Fr2·97+ Fa1·12·=0
RAY=/>
ΣF=0; Ra+Rb-Fr1-Fr2=0
0,27+0,75-0,09-0,93=0
I-I />
M1=Ra·z1
M1=0;M1=0,27×32=8,64Н·м
II-II />
M2=Ra·z2-Fr2·(z2-32)
M2=0,27×32=8,64 Н·м
M2=0,27·97-0,93·65=-34,26Н·м
III-III />
М3=Rb·z3
М3=0;М3=0,75·32=24 Н·м
ΣМА=0; RBX·129-Ft1·97-Ft2·32=0
RBX=/>кН
ΣМВ=0; -RAX·129+Ft1·32+Ft2·97=0
RAX=/>кН
ΣF=0; Rax+Rbx-Ft1-Ft2=0
1,31+2,15-2,56-0,9=0
I-I />
М1=Rax·z1
M1=0;M1=2,15·32=68,8 Н·м
II-II />
М2=Rbx·z2
M2=0;M2=1,31·32=41,92 Н·м
Выделяемопасные сечения.
1. Местопосадки конического колеса на вал.
2. Шестерня.
4.2.4Упрощённый расчёт вала
/> (5.15)
где σЭ– эквивалентное нагружение, МПа;
σ –номинальные напряжения изгиба, МПа;
τ –напряжения изгиба, МПа.
/> (5.16)
/>
/> (5.17)
/>
/>
/> (5.18)
где σ-1– предел выносливости материала при изгибе, МПа;
σ-1=258МПа
ε –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;
S –коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;
Кδ– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,
Кδ= 1,75 – шпоночный паз.
/>
σЭ= 64,2 </>=64,87МПа
Прочность всечении обеспечена.
/>
/>
/>
σ-1=258МПа;ε=0,86; S=2; Кδ = 1,6 – переход с галтелью.
/>
σЭ= 59,52 </>=69,33МПа
Прочность всечении обеспечена.
4.3 Расчёттихоходного вала
4.3.1Материал и термообработка вала
Сталь 45горячекатанная.
σв=580МПа
σТ=320МПа
4.3.2Проектный расчёт вала
d/>(5.19)
dn/>d+2t (5.20)
dБn/>dn+3γ (5.21)
dк/>dБn
d/>
Назначаемd=40 мм, t=2,5
dn/>40+2·2,5=45мм
Назначаем dn=45мм;r=3
dБn/>40+3·3=49мм
Назначаем dБn=52мм;dк=48мм.
4.3.3Проверочный расчёт вала
Ft2 =2,56кН; Fr2 = 0,93кН.
ΣМA=0; RBY·129 -Fr2·93=0
RBY=/>
ΣМВ=0; -RAY·129+Fr2·93·=0
RAY=/>
ΣF=0; Ra+Rb-Fr2=0
0,67+0,26-0,93=0
I-I />
M1=Ray·z1
M1=0;M1=0,26·93=24,18Н·м
II-II />
M2=Ray·z2-Fr2·(z2-93)
M2=33,54-92,16=-58,62Н·м
ΣМА=0; -Ft2·93+Rbx·129=0
RBX=/>кН
ΣМВ=0; -RAX·129+Ft2·36=0
RAX=/>кН
ΣF=0; Rax+Rbx-Ft2=0
1,85+0,71-2,56=0
M=Rbx·36=1,85×36=66,6Н·м
Выделяемопасные сечения
1.Местопосадки колеса на вал.
4.3.4Упрощённый расчёт вала
/> (5.23)
где σЭ– эквивалентное нагружение, МПа;
σ –номинальные напряжения изгиба, МПа;
τ –напряжения изгиба, МПа.
/>
/>
/>
/> (5.24)
σ-1=250МПа;ε=0,81; S=2; Кδ = 1,75 – шпоночный паз.
/>
σ =17,25</>=57,86МПа
Прочность всечении обеспечена.
5. Выбор ирасчёт подшипников качения
5.1 Расчётподшипников быстроходного вала
5.1.1Выбор типа подшипников
Роликовыйконический однорядный 7206.
Сr=29,8;Сor=22,3; e=0,36.
5.1.2Расчёт подшипников качения
Расчётподшипников качения на долговечность производится по формуле:
Lh=/>, (6.1)
где Lh-расчетная долговечность подшипника, ч;
n- частотавращения вала, об/мин;
Cr-динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных поподшипникам), кН;
Pr-эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показательстепени, равный в соответствии с результатами экспериментов дляроликоподшипников p=3,33;
а1-коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1=1;
а23-коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;
[Lh]-требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службыпередач tΣ=10161ч.).
Эквивалентнуюнагрузку определяют по формуле:
Pr= (X ּV ּ Fr+Y ּ Fa) ּ Кδ ּ Кt, (6.2)
где Fr– радиальная нагрузка, кН;
Fa– осевая нагрузка, кН;
X, Y –коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V –коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направлениянагрузки;
Кδ– коэффициент безопасности, для редукторов Кδ = 1,3;
Кt– температурный коэффициент, вводимый при t >100º С, Кt =1.
При установкевала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa, нагружающиеподшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr.
Дляконических роликоподшипников
S=0,83·e·Fr.
Rax=1,66кН, Ray=0,53кН => Ra=/>
Rbx=-0,76кН, Rby=-0,21кН => Rb=/>
FrA=Ra=1,74кН
FrB=Rb=0,79кН
SA=0,83·0,37·1,74=0,53кН
SB=0,83·0,37·0,76=0,23кН
SA>SB;FA≥SB-SA=>Fa1=SА; Fa2=Fa1+Fa
Fa1=0,53кН;Fa2=0,53+0,33=0,88кН
Опора А:
/>
Опора В:
/>
Prа = (1 · 1 ·1,74 +0) ּ 1,3 ּ1 = 2,3 кН.
Prв = (0,4 · 1· 0,79+ 1,6 ·1) ּ 1,3 ּ1 = 2,49 кН.
Больше перегруженаопора В.
Lh=/>
Долговечностьподшипника обеспечена.
5.2 Расчётподшипников промежуточного вала
5.2.1Выбор типа подшипников
Роликовыйконический однорядный 7204.
Сr=29,2кН;Сor=21кН; e=0,37, Y=1,6.
5.2.2Расчёт подшипников качения
Rax=2,15кН;Ray=0,75кН => Ra=2,28кН
Rbx=1,31кН;Rby=0,27кН => Rb = 1,34кН.
Fra=Ra=2,28кН;
Frb=Rb=1,34кН.
SA=0,83·0,37·2,28=0,7кН
SB=0,83·0,37·1,34=0,41кН
SA<SB; FA< SВ — SА =>Fa2=SВ; Fa1=Fa2-Fa
Fa2=0,41кН;Fa1=0,41+0,26=0,67кН
Опора А:
/>
Опора В:
/>
Prа = (0,4 · 1 ·2,28 +1,6·1) ּ 1,3 ּ1 = 3,3 кН.
Prв = (1 · 1· 1,34 + 0) ּ 1,3 ּ1 = 1,74 кН.
Большеперегружена опора А.
Lh=/>
Долговечностьподшипника обеспечена.
5.3 Расчётподшипников тихоходного вала
5.3.1Выбор типа подшипников
Шариковыйрадиальный однорядный 209.
Сr=33,2кН;Сor=18,6кН.
5.3.2Расчёт подшипников качения
Rax=0,71кН;Ray=0,26кН => Ra=0,76кН
Rbx=1,85кН;Rby=0,67кН => Rb = 1,97кН.
/>
/>
Рр=(0,56·1·0,76+1,71·1,07)·1,3·1=2,93кН.
Lh=/>
Долговечностьподшипников обеспечена.
6. Расчётшпоночных соединений
6.1 Расчётшпонки, установленной на быстроходном валу
Шпонка 8х7х60ГОСТ 23360-78
Расчёт шпонкина смятие
σСМ=/>≤[σсм], (7.1)
где σСМ– напряжение смятия, МПа;
Т – вращающиймомент, Н ּм;
d – диаметрвала, м;
lp– рабочая длина шпонки, м;
k – глубинаврезания шпонки в ступицу, м;
[ σСМ] – допускаемое напряжение на смятие, [ σСМ ] =60 МПа.
Т=14,84Н·м;d=20мм; lp = 50мм; к=2,8мм.
σСМ=/><[σсм]=60МПа,
6.2 Расчётшпонки, установленной на тихоходном валу
Т=195,14Н·м;d=38мм; lp = 50мм; к=3,3мм.
σСМ=/><[σсм]=60МПа,
Прочностьобеспечена.
7. Подбормуфты
Впрактических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванноерадиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетноговращательного момента:
Т=Кр·Тк,
где Кр=1,1…1,3– для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.
Т=1,2·13,18=15,81кН·м
Выбираеммуфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93
Онаприменяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3до 1600 Н·м и уменьшения динамических нагрузок.
Материалполумуфт – чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.
Материалпальцев – сталь 45.
Муфтадопускает значительный осевой разбег до Δ=15мм, но относительно небольшоерадиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов α<1˚.
8. Выборсмазки передач и подшипников
Длясмазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так какмаксимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальныеконтактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематическойвязкости (50 мм2/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. Вкорпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено вмасло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекаютмасло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенкикорпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесьчастиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпусадеталей.
Литература
1. Дунаев Л.Ф., ЛеликовО.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.:Высшая школа, 1985.- 416 с.
2. Иванов М.Н. Детали. –5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.
3. Дунаев П.Ф. Конструированиеузлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. –М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.
4. Черемисинов В.И.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.-163с.