СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

Мощность на выходе привода: P_выхода=F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт

КПД привода:

=_оп∙_зп∙ _муфты∙³_{подшип.}=0.94∙0.96∙0.98∙0.99³=0.85

_оп=0.94

_зп=0.96

_муфты=0.98

_{подшип.}=0.99

Требуемая мощность двигателя:

P_{двиг. треб}=P_выхода/=2.04/0.85=2.4 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P_ном=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность P_ном, кВт

Частота вращения об/мин

синхронная

при номинальном режиме n_ном

1

2

3

4

4АМ90L2Y3

4АМ100S4Y3

4АМ112MA6Y3

4АМ112MB8Y3

3

3

3

3

3000

1500

1000

750

2840

1435

955

700

2.2 Выбор передаточных отношений привода.

Частота вращения конвейра (выхода)

n_выхода=v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

u=n_ном/n_выхода=n_ном/48.75

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп=4.

u_{рем.пер}=u/u_{черв.пер.}

Передаточное число

Вариант

1

2

3

4

Привода u

Открытой передачи u_оп

Закрытой передачи u_зп

58.25

14.56

4

29.43

7.35

4

19.59

4.9

4

14.35

3.58

4

Анализ таблицы:

а) первый вариант (u=58.37; n_ном=2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода

б) четвертый вариант (u=14.35; n_ном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения.

в) в третьем варианте (u=29.43; n_ном=1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого.

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; n_ном=955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

2.3 Определение чисел оборотов валов

Ввал двигателя n_{номинал}=955 об/мин

быстроходный вал редуктора n_бв=n_{номинал}=955 об/мин

тихоходный вал редуктора n_тв=n_бв/u_зп=955/4=238.75 об/мин

вал привода n_{привода}=n_выхода=n_тв/u_оп=238.75/4.9=48.72 об/мин

2.4 Определение вращающих моментов

T_двиг=P_ДВ∙10³/ω_ном=3∙10³/100=30 Н∙м

T_бв=Т_двиг∙h_м∙h_пк=30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м

T_тв=Т_бв∙u_зп∙h_зп∙h_пк=29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м

Т_вых= Т_тв∙u_оп∙h_оп∙h_пк=110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Р_ном=3кВт, n_ном=955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора u_зп=4, открытой передачи u_оп=4.9.

2.5 Срок службы приводного устройства

L_h=365∙L_r∙t_c∙L_c=365∙5∙8∙1=14600 ч

L_r – срок службы привода, лет –5 лет

t_c – продолжительность смены – 8 часов

L_c – число смен – 1 смена

Тип двигателя: 4АМ112МА6Y3 Р_ном=3 кВт; n_ном=955 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

закрытая

(редуктор)

открытая

двигателя

редуктора

Приводной рабочей

машины

быстрходный

тихоходный

Переда-

точное

число u

4

4.9

Расчетная

мощность Р,

кВт

3

2.91

2.76

2.57

Угловая

скорость ω, 1/с

100

100

25

5.1

КПД

η

0.96

0.94

Частота вращения n об/мин

955

955

238.75

48.72

Вращающий

момент Т, Н∙м

30

29.1

110.6

504.32

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал:

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм² ; термообработка улучшение; HB_ср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σ_В=790 Н/мм²; σ_Т=640 Н/мм²

σ_-1=375 Н/мм² термообработка нормализация; HB_ср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙100∙14600=8.36∙10⁹

N_H01 из таблицы 3.3 [1] N_H01=19∙10⁶

Т.к. N_H01 меньше N₁ то принимаем K_HL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_H02 из таблицы 3.3 [1] N_H02=16.5∙10⁶

Т.к. N_H02 меньше N₂ то принимаем K_HL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H01=1.8HB_ср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]_H02=1.8HB_ср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H1=K_HL1[[σ]_H01=580.9

б) колесо [σ]_H2=K_HL2[[σ]_H02=514.4

выбираем [σ]_H=[σ]_H2=514.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙100∙14600=8.36∙10⁹

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₁ то принимаем K_FL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₂ то принимаем K_FL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F01=1.03HB_ср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]_F02=1.03HB_ср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F1=K_FL1[[σ]_F01=294.065

б) колесо [σ]_F2=K_FL2[[σ]_F02=255.955

выбираем [σ]_F=[σ]_F2=255.955 Н/мм²

Элемент

передачи

Марка

материала

D_пред

мм

Термообработка

HB

σ_В

σ_Т

σ_-1

[σ]_H

[σ]_F

Н/мм²

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

-

255.955

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

Внешний делительный диаметр

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] d_e2=160.

Углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

b=ψ_RR_e=0.285∙82.46=23.5 мм

Округляем до стандартного b=25 мм

Внешний окружной модуль

Число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁

Фактическое передаточное число

Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

Коэффициент смещения инструмента

x_n1=0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр d_e1=z₁m_te=26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae1=d_e1+1.64(1+x_n)m_tecos₁=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe1=d_e1-1.64(1.2-x_n)m_tecos₁=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм

Основные размеры венца колеса

делительный диаметр d_e2=z₂m_te=106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae2=d_e2+1.64(1-x_n)m_tecos₂=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe2=d_e2-1.64(1.2+x_n)m_tecos₂=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм

Средний делительный диаметр

d₁0.857d_e1=0.857∙39.26=33.64 мм

d₂0.857d_e2=0.857∙160.06=137.17 мм

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расcтояние R_e

82.46

Внешний делительный диаметр:

Шестерни d_e1

Колеса d_e2

39.26

160.05

Внешний окружной модуль m_te

1.51 мм

Внешний диаметр окружности вершин

Шестерни d_ae1

Колеса d_ae2

42.57

160.51

Ширина зубчатого венца b

25

Число зубьев:

Шестерни z₁

Колеса z₂

26

106

Внешний диаметр окружности

впадин

шестерни d_fe1

колеса d_fe2

37.3

159.15

Вид зубьев

Угол делительного

конуса, град

шестерни ₁

колеса ₂

13.79

76.21

Средний делительный диаметр

Шестерни d₁

Колеса d_q

33,64

137.17

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

Контактные напряжения

F_t=2∙T_тв∙10³/d₂=2∙110.6∙10³/137.17=1612.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.02 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса_F

а) колесо

Н/мм²

Y_F2=3.62 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

Y_F1=3.47 - коэффициент формы зуба колеса

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Контактные напряжения _H, Н/мм²

514.4

446

Напряжения изгиба _F, Н/мм²

255.955

170.72

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм²; термообработка улучшение; HB_ср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σ_В=790 Н/мм²; σ_Т=640 Н/мм²

σ_-1=375 Н/мм² термообработка нормализация; HB_ср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_H01 из таблицы 3.3 [1] N_H01=19∙10⁶

Т.к. N_H01 меньше N₁ то принимаем K_HL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_H02 из таблицы 3.3 [1] N_H02=16.5∙10⁶

Т.к. N_H02 меньше N₂ то принимаем K_HL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H01=1.8HB_ср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]_H02=1.8HB_ср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H1=K_HL1[[σ]_H01=580.9

б) колесо [σ]_H2=K_HL2[[σ]_H02=514.4

выбираем [σ]_H=[σ]_H2=514.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₁ то принимаем K_FL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₂ то принимаем K_FL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F01=1.03HB_ср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]_F02=1.03HB_ср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F1=K_FL1[[σ]_F01=294.065

б) колесо [σ]_F2=K_FL2[[σ]_F02=255.955

выбираем [σ]_F=[σ]_F2=255.955 Н/мм²

Элемент

передачи

Марка

материала

D_пред

мм

Термообработка

HB

σ_В

σ_Т

σ_-1

[σ]_H

[σ]_F

Н/мм²

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

294,065

255,955

4.2 Проектный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] a_w=205.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Фактическое межосевое расстояние

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b₁=b₂+4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₁=60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₂=63 мм

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

a_w=(d₁+d₂)/2=(70+340)/2=205 мм

Контактные напряжения зубьев

Н/мм²

K=436 – вспомогательный коэффициент

F_t3=2∙T_вых∙10³/d₂=2∙504.32∙10³/340=2966.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.03 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса _F

а) колесо

Н/мм²

Y_F2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.20 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

Y_F1=3.75 - коэффициент формы зуба колеса

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние a_w

205

Угол наклона зубьев β

0

Модуль зацепления m

12

Диаметр делительной

окружности

шестерни

колеса

70

340

Ширина зубчатого венца

Шестерни b₁

Колеса b₂

67

63

Число зубьев

Шестерни z₁

Колеса z₂

35

170

Диаметр окружности вершин

Шестерни d_a1

Колеса d_a2

74

344

Вид зубьев

Диаметр окружности впадин

Шестерни d_f1

Колеса d_f2

65,2

335,2

Проверочный расчет

Параметр

Расчетные значения

Допускаемые значения

Примечания

Контактные напряжения σ, Н/мм²

400

514,4

Напряжения изгиба,

Н/мм²

σ_F1

105,9

294,065

σ_F2

102,55

255,5

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

двигатель муфта подшипник привод

5.1 Выбор материала валов

Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения

σ_В=890 Н/мм²; σ_T=650 Н/мм² σ_-1=380 Н/мм²

для шестерни []_к=10 Н/мм²

для вала колеса []_к=20 Н/мм²

5.2 Вал-шестерня

1-я ступень под полумуфту

стандартный размер d₁=20 мм

l₁=1.8∙d₁=1.8∙20=36 мм

стандартный размер l₁=36 мм

фаска с=1 мм

радиус галтели r_г=2 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

d₂=d₁+2t=20+2∙2=24 мм

при t=2

стандартный размер d₂=24 мм

l₂=0,6d₂=0.6∙24=14.4 мм

стандартный размер l₂=15 мм

3-я ступень под подшипник

d₃=d₂+2t=24+2∙2.5=30 мм

l₃ определяется графически

4-я ступень под шестерню

d₄=d₃+3.2r=30+3.2∙2=36,4 мм

при r=2

стандартный d₄=37 мм

l₃ определяется графически

5-я ступень под резьбу

по таблице 10.11 [1] выбираем

d₅=27 мм M27x1.5

l₅= определяется графически

5.3 Вал колеса

1-я ступень под элемент открытой передачи

стандартный размер d₁=30 мм

l₁=1.3∙d₁=1.3∙30=39 мм

стандартный размер l₁=40 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2t=30+2∙2.5=35 мм

при t=2.5

стандартный размер d₂=35 мм

l₂=1.25d₂=1.25∙35=43.75 мм

стандартный размер l₂=45 мм

3-я ступень под колесо

d₃=d₂+3.2r=35+3.2∙2.5=43 мм

при r=2.5

стандартный d₃=45 мм

l₃= определяется графически

4-я ступень под подшипник

d₄=d₂=35 мм

l₄=T+c=24.5+2=26.5 мм

где T-ширина роликовых-конических однорядных подшипников Т=24.5 мм

стандартный размер l₄=26 мм

5-я ступень

d₅=d₃+3f=45+3∙1.6=49.8 мм

стандартный размер d₂=50 мм

l₅= определяется графически

5.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала шестерни выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7306 схема расположения врастяжку. (d=30; D=72; T=21; C_r=40 кН; C_0r=29.9 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7507 схема расположения враспор. (d=35; D=72; Т=24.5; C_r=53 кН; C_0r=40 кН)

Предварительные размеры валов

Вал

материал: Сталь 45,

σ_В=890 Н/мм²;

σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм²

Размеры ступней, мм

Подшипники

d₁

d₂

d₃

d₄

Типоразмер

dxDxB(T), мм

Динамическая грузоподъемность C_r, кН

Статическая грузоподъемность C_0r, кН

l₁

l₂

l₃

l₄

Быстроходный

20

24

37

30

7306

30x72x21

40

29.9

36

15

Тихоходный

30

35

45

35

7507

35x72x24,5

53

40

40

45

26

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

T_р=T∙K=30∙2=60 Н∙м

К=2 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую муфту со звездочкой. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 24 мм.

T=63 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

где с_∆r=800 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=24 мм).

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Угол зацепления =20º.

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

F_t1=F_t2=1612.6H

в) Радиальная сила на шестерне

_r=0.44cos₁-0.7sin₁=0.44cos13.79-0.7sin13.79=0.26

г) Осевая сила на колесе

д) Осевая сила на шестерне

_a=0.44sin₁+0.7cos₁=0.44sin13.79+0.7cos13.79=0.78

е) Радиальная сила на колесе

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

F_t3=F_t4=2966.6 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

F_r3=F_r4=1067.976 Н

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0; M_B=0; M_C=R_BY∙l_Б; M_D=R_BY∙(l_Б+l₁)+R_CY∙l₁; M_D=F_a1∙d₁/2

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0; M_B=-F_M∙l_M; M_C=-F_M∙(l_M+l_Б)+R_BX∙l_Б; M_C=F_t1∙l_Б; M_D=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=380 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем

;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение С

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение D

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=33.64 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] выбираем K_σ=1.7 K_τ=1.55

по таблице 11.3 [1] выбираем K_d=0.87 для (K_σ)_D ; K_d=0.76 для (K_τ)_D

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

8.2 Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0; M_B=R_AY∙l₂; M_D=0; M_C=-F_r3∙l_ОП; M_B=F_r3∙(l_ОП+l_T)-R_CY∙l_T;

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

; ;

; ;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0; M_B=R_AX∙l₂; M_D=0; M_C=-F_t3∙l_ОП; M_B=-F_t3∙(l_ОП+l_T)+R_Cx∙l_T;

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=45 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] по таблице 11.2 [1] выбираем K_σ=2 K_τ=1.9

по таблице 11.3 [1] выбираем K_d=0.84 для (K_σ)_D ; K_d=0.72 для (K_τ)_D

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение C

материал вала: Сталь (σ_-1=390 Н/мм² τ_-1=220.4 Н/мм² ) d=35 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 C_r=40000Н e=0.34 Y=1.780)

Нагружение подшипников

F_a1-R_aВ+R_aА=0

R_aA=R_sA=R_A∙e∙0.83=708.34∙0.34∙0.83=200 Н

R_aB=F_a1+R_aA=1257.8+200=1457.8

R_sB=R_B∙e∙0.83=2155.6∙0.34∙0.83=608.3 Н

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 C_r=53000Н e=0.346 Y=1.733)

R_aA

Нагружение подшипников

F_a2-R_aC+R_aА=0

R_aC=R_sC=R_C∙e∙0.83=4883.23∙0.346∙0.83=1402.36 Н

R_aА=-F_a2+R_aC=-419.4+1402.36=982.96 H

R_sA=R_A∙e∙0.83=3647.7∙0.346∙0.83=1047.54 Н

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 C_r=40000Н Y=1.780)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.34

б) Осевые составляющие R_sA=200 R_sB=608.3

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=200 R_aB=1457.8

г) Отношения R_aA/VR_A=200/708.34=0.282<e

R_aB/VR_B=1457.8/2155.6=0.676>e

Для B R_EB=(XVR_B+YR_aB)K_бK_Т=(0.4∙1∙2155.6+1.78∙1457.8) ∙1.2∙1=4148.54

Для A R_EA=VR_AK_бK_Т=1∙708.34∙1.2∙1=850

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник B

Подшипник подходит

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 C_r=53000Н Y=1.733)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.346

б) Осевые составляющие R_sA=1047.54 R_sC=1402.36

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=982.96 R_aC=1402.36

г) Отношения R_aA/VR_A=982.96/3647.7=0.269<e

R_aC/VR_C=1402.36/4883.23=0.287<e

Для A R_EA=VR_AK_бK_Т=1∙3647.7∙1.2∙1=4377.24

Для C R_EC=VR_CK_бK_Т=1∙4883.23∙1.2∙1=5859.87

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник C

Подшипник подходит

Вал

Подшипник

Размеры dxDxT, мм

Динамическая грузоподъемность, Н

Долговечность

C_rр

С_r

L_10h

L_h

Б

7306

30x72x21

35621

40000

21479.6

14600

Т

7507

35x72x24.5

33181.8

53000

69437

14600

10. РАСЧЕТ ШПОНОК

10.1 Соединение колеса и вала

Шпонка 14x9x36 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм

F_t=1612.6Н

l_р=l-b=36-14=22 мм

10.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала

Шпонка 8x7x50 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм

F_t=2966.4 Н

l_р=l-b=50-8=42 мм

10.3 Соединение полумуфты и вала

Шпонка 6x6x25 (ГОСТ 23360-78) d=20 мм

F_t=160 Н

l_р=l-b=25-6=19 мм

11. СМАЗЫВАНИЕ

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для _Н>600Мпа и окружной скорости до 2 м/с табл. 10.29 [1].

Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М161,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой.

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.,1998