Подякувати Студентському архіву довільною сумою
Admin
26.02.2023 12:38
Дякуємо, що користуєтесь нашим архівом!
Привод конвеєра стрічкового
Інформація про навчальний заклад
ВУЗ:
Національного університету водного господарства та природокористування
Інститут:
Не вказано
Факультет:
РТ
Кафедра:
Не вказано
Інформація про роботу
Рік:
2011
Тип роботи:
Пояснювальна записка до курсового проекту
Предмет:
Інші
Частина тексту файла (без зображень, графіків і формул):
Міністерство освіти та науки, молоді та спорту України
Національний університет водного господарства та природокористування
Кафедра теплоенергетики та машинознавства
Розрахунково-пояснювальна
записка
до курсового проекту з курсу
«Деталі машин»
на тему:
«Привод конвеєра стрічкового»
ПКЛ.15.07.00.00.00.ПЗ
Завдання…………………………...…………………………………………………………………….
3
Вступ……………………………………………………………………………………………………..….
4
1.Кінематичний і силовий розрахунок привода…………………………………………
5
2.Розрахунок плоско пасової передачі……………………………………………..……….
9
3.Розрахунок конічної передачі………………………………………………………………..
14
4.Розрахунок циліндричної косозубої передачі………………………………………..
20
5.Умовний розрахунок валів ……………..……………………………………………………….
25
6.Розрахунок конструктивних розмірів зубчатих коліс………………………………
28
7. Конструктивні розміри корпуса і кришки……………………………....................
31
8. Ескізна компоновка редуктора……………………………………………………………….
32
9. Вибір шпонок та їх перевірочний розрахунок………………………………………..
33
10.Схема сил, які діють на вали привода ………………………………………………….
35
11.Розрахунок проміжного вала редуктора……………………………………………….
36
12.Розрахунок підшипників кочення……………………………………………………….…
40
13.Вибір та розрахунок муфти…………………………………………………………………….
43
14.Вибір посадок зубчатих коліс, зірочок, підшипників, муфт...……………….
45
15.Вибір і обґрунтування способу мащення……………………………………………….
46
16.Порядок збирання і розбирання редуктора……………………………….…………
47
17.Вибір опор приводного валу робочої машини……………………………………..
48
18.Порядок збирання привода на загальній рамі………………………………………
49
19.Техніка безпеки при експлуатації привода……………………………………………
50
Література……………………………………………………………….................................
51
Зміст
Завдання
Вступ
Технічний рівень всіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. Рішенням керівництва передбачено створення і впровадження нових високопродуктивних засобів праці, що своїм техніко-економічними показниками перевищують кращі українські та світові досягнення. Одним із напрямків рішенням цієї задачі є удосконалення і розвиток конструкцій і методів розрахунку створюваних машин і підготовка висококваліфікованих інженерів високого профілю.
Проектування по курсу „Деталі машин” входить в учбові плани всіх механічних спеціальностей. Воно є завершальним етапом в циклі базових загальноконструкторських дисциплін. Проект по „Деталі машин” – перша самостійна конструкторська робота, в ході виконання якої у студента, що не має досвіду проектування, виникає багато затруднень.
Знання і досвід, отримані студентом в процесі проектування, є основою для подальшої конструкторської роботи, а також виконання курсових проектів по спеціальним дисциплінам в дипломному проекті.
В ході виконання завдання студент освоює і проробляє найбільше число загальних елементів машин (передач, з’єднань муфт, валів, опор, лиття, токарних, зварних, штампованих та інших деталей ).
Завдання являється комплексною інженерною задачею, що включає кінематичні і силові розрахунки і компоновку складових елементів в єдиному агрегаті. Цим вимогам відповідають такі об’єкти проектування як конвеєри. Привід вказаного об’єкта включає зубчастий редуктор загального призначення.
Редуктором називається механізм, виконаний у вигляді окремого агрегата, що служить для пониження кутової швидкості.
1. Кінематичний і силовий розрахунок привода
1.1 Вихідна кінематична схема привода і дані для його розрахунку.
1.1.1. Кінематична схема привода.
Кінематична схема привода
Рис.1.1
1.1.2. Вихідні дані.
Таблиця 1.1
Вихідні дані
Параметри
Позначення
Розмірність
Величина
Колова сила
Ft
кН
45
Швидкість
V
м/c
0,6
Крок ланцюга
р
мм
320
Число зубів зірочки
z
–
8
Режим роботи
–
–
B
Число змін
Tз
–
1
Строк служби
Тр
років
3
1.2. Вибір двигуна.
1.2.1. Визначаємо необхідну потужність на валу 1 двигуна, кВт.
,
де N5 – потужність на приводу валу 5, кВт; - загальний к.к.д.
,
,
де - к.к.д. між 1 і 2 валами;
- к.к.д. між 2 і 3 валами;
- к.к.к. між 3 і 4 валами; - к.к.д. між 4 і 5 валами.
Середні значення к.к.д. приймаємо із [1], табл.1.1.:
- к.к.д. плоскопасової передачі; - к.к.д. циліндричної передачі; - к.к.д. циліндричної передачі; - к.к.д. підшипника ковзання; - к.к.д. підшипника кочення; - к.к.д. муфти.
1.2.2. Визначаємо кутову швидкість та частоту обертання вала двигуна.
,
де - кутова швидкість на 5 валу, - загальне передаточне число привода.
.
Середні значення орієнтовних передаточних чисел приймаємо із [2], табл.5.5., с.74: =4 – орієнтовне передаточне число ланцюгової передачі; ==4 – орієнтовне передаточне число циліндричної передачі; = 1 – орієнтовне передаточне число муфти.
Визначаємо частоту обертання вала.
1.2.3. Вибираємо електродвигун виходячи з умов:
, ,
Із [3], табл.2.4., С.23, вибираємо двигун по і
Приймаємо електродвигун 4A225М4У3, , і для подальших розрахунків виконаємо перехід від до .
.
1.3. Загальне передаточне число і розбивка його по ступенях.
1.3.1. Визначаємо дійсне загальне передаточне число при вибраному двигуні.
.
1.3.2. Проводимо розбивку по ступеням.
Приймаємо ; ; .
Тоді .
1.4. Силові і кінематичні параметри привода.
1.4.1. Визначаємо потужності на валах:
;
;
;
;
.
1.4.2. Визначаємо кутові швидкості валів:
;
;
;
;
.
1.4.3. Визначаємо крутні моменти на валах:
;
;
;
;
.
Результати розрахунків зводяться в табл. 1.2.
Таблиця 1.2.
Результати кінематичного і силового розрахунків привода
Параметри
№ вала
N,кВт
,рад/c
М, Нм
1
32,1
150,72
212,9
2,51
40,2
2
30,8
60,00
513,5
4
3
29,3
15,00
1952,1
4
4
27,8
3,75
7421,2
1
5
27,0
3,75
7200,0
3. Розрахунок конічної прямозубої передачі.
3.1. Кінематична схема передачі та вихідні дані для розрахунку.
Рис.3.1.
Таблиця 3.1.
Вихідні дані для розрахунку передачі
N, кВт
w, с-1
M, Нм
U34
Uзаг
2
30,8
60,0
513,5
4
40,2
3
29,3
15,0
1952,1
3.2. Вибір матеріалу та визначення допустимих напружень.
3.2.1. Матеріали зубчастих коліс.
Враховуючи, що до габаритів проектуємої передачі не накладаються жорсткі вимоги, то для виготовлення зубчатих коліс, із [6], приймаємо матеріали: відповідно, для шестерні – сталь 45, для колеса – сталь 40. Параметри матеріалів зубчатих коліс зводимо в таблицю 3.2.
Таблиця 4.2.
Матеріали зубчатих коліс
Матеріал
Термообробка
Межа теку-чості σТ, МПа
Твердість, НВ
Шестерня
Сталь 45
нормалізація
380
180
Колесо
Сталь 40
нормалізація
340
154
3.2.2. Допустимі контактні напруження.
,
де σHlimb – границя контактної витривалості поверхні зубців, відпо відно базовому числу циклів зміни напружень , [6], (при твердості поверхні зубів , , [6]):
, ;
, ;
SH – коефіцієнт безпеки, враховує вид термообробки та характер навантажень, із [6], приймаємо SH=1,1;
KHL – коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим наван тажень передачі, визначається із співвідношення NH0 i добутку (NΣ·KHE); KHE – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження, із [6], табл.1.1, для легкого режиму приймаємо KHE =0,466.
Сумарне число циклів навантаження зубів за весь час служби передачі знаходимо за формулою
,
де Lh – час служби передачі, для однозмінної роботи , [6].
, .
,
.
Так як в обох випадках NH0<NΣ·KHE, то згідно [6], коефіцієнт довговічності для шестерні і колеса .
, .
3.2.3. Допустимі напруження на згин.
,
де σFlimb – границя витривалості поверхні зубців при згині, відпо відно базовому числу циклів зміни напружень , [6], (при твердості поверхні зубів , , [6]):
, ;
SF – коефіцієнт безпеки (запасу міцності), із [6], приймаємо SF=1,8; KFL – коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим наван тажень передачі, визначається із співвідношення NF0 i добутку (NΣ·KFE); KFE – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження, із [6], для легкого режиму приймаємо KFE =0,27.
,
.
Так як в першому випадку NF0<NΣ·KFE, то згідно [6], KFLш=1,0, KFLк=1,0.
KFС – коефіцієнт реверсивності наван таження, для нереверсивної передачі KFС=1,0, [6].
, .
3.2.4. Допустимі максимальні контактні напруження.
Згідно з [6], с.12, .
, .
3.2.5. Допустимі максимальні напруження на згин.
Згідно з [6], с.14, .
, .
3.3. Визначення геометричних параметрів.
3.3.1. Зовнішній ділильний діаметр колеса.
Визначається із умови контактної втоми поверхонь зубів.
,
де Kd – розрахунковий коефіцієнт, із [6], с.16, для прямозубих передач Kd=10000Па1/3; Мш – номінальний крутний момент на валу шестерні, Нм; – коефіцієнт ширини зубчатого вінця по зовнішній конусній відстані, із [6], для прямозубої передачі приймаємо kbe=0,285; KHβ – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця зубчатого колеса, із [6], табл.2.1, в залежності від для прямозубої розміщеної на роликових опорах вала передачі KHβ=1,146; [σН] – менше з двох значень (шестерні і колеса) допустимих контактних напружень, МПа.
.
3.3.2. Визначення зовнішнього колового модуля.
,
де zк – число зубів колеса, , zш –число зубів шестерні, згідно [6] приймаємо zш=25;
.
Згідно табл.1.3, [6] приймаємо mn=8мм.
3.3.3. Геометричний розрахунок передачі (див. рис.3.2).
3.3.3.1. Число зубів плоского колеса.
.
3.3.3.2. Зовнішня ділильна конусна відстань.
.
3.3.3.3. Ширина вінця зубчатих коліс.
.
3.3.3.4. Середня ділильна конусна відстань.
.
3.3.3.5. Середній коловий модуль.
.
3.3.3.6. Зовнішня висота головки зуба.
.
3.3.3.7. Зовнішня висота ніжки зуба.
.
3.3.3.8. Зовнішня висота зуба.
.
3.3.3.9. Кут головки зуба.
.
3.3.3.10. Кут ніжки зуба.
.
3.3.3.11. Розміри шестерні:
зовнішній ділильний діаметр ;
середній ділильний діаметр ;
кут ділильного конуса ;
зовнішній діаметр вершин зубів
;
зовнішній діаметр впадин
;
кут конуса вершин ;
кут конуса впадин .
3.3.3.12. Розміри колеса.
зовнішній ділильний діаметр ;
середній ділильний діаметр ;
кут ділильного конуса ;
зовнішній діаметр вершин зубів
;
зовнішній діаметр впадин
;
кут конуса вершин ;
кут конуса впадин .
3.4. Перевірочні розрахунки передачі.
3.4.1. Розрахунок на контактну втому.
,
де ZH – безрозмірний коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь зубів: для прямозубих – ZH=1,76, [6]; ZM=275·103Па1/2 – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів зубчатих коліс [6]; Zε – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній спряжених зубів: для прямозубих, [6] – ,
де – коефіцієнт торцевого перекриття.
.
– коефіцієнт навантаження: KHα – коефіцієнт розподілення навантаження між зубами: для прямозубих конічних передач KHα=1,0, [6]; KHβ=1,105, див. розд.3.3.1; KHV – коефіцієнт динамічного навантаження, вибирається із [6], табл.2.2,, при , KHV=1,2:
.
,
Так як σН=303,7МПа лежить в межах , то розрахунок можемо вважати завершеним.
3.4.2. Розрахунок на контактну міцність.
,
де КП – коефіцієнт перевантаження, із [2], табл.1, с.249 – КП=2,2, [σН]max – менше з двох значень (шестерні і колеса) допустимих максимальних контактних напружень, МПа.
. Умова виконується.
3.4.3. Розрахунок на втому при згині.
,
де YF – коефіцієнт форми зуба, вибираємо із [6], по еквівалентному числу зубів zV: для прямозубої передачі , YFш=4,08; , YFк=3,63. Yε – коефіцієнт перекриття зубів, згідно [6] приймається Yε=1,0. Yβ – коефіцієнт нахилу зубів, згідно [6] для прямозубих передач приймається ,0.
– коефіцієнт навантаження: KFα – коефіцієнт розподілення навантаження між зубами: для прямозубих, із [6] – KFα=1,00; KFβ – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця зубчатого колеса, із [6], табл.2.4, в залежності від для прямозубої передачі KFβ=1,2; KFV – коефіцієнт динамічного навантаження, вибирається із [6], табл.2.5, при v=2,34м/с, KFV=1,1: .
,
.
Умови виконуються.
3.4.4. Розрахунок на міцність при згині.
,
де КП – коефіцієнт перевантаження, із [6] – КП=2,2.
,
.
Умови виконуються.
3.5. Визначення сил в зачепленні (див. рис.3.3).
колова сила ;
радіальна сила ;
осьова сила .
4. Розрахунок циліндричної тихохідної передачі
4.1. Кінематична схема передачі та вихідні дані для її розрахунку
Кінематична схема передачі
Рис 4.1
Таблиця 4.1
Вихідні дані для розрахунку передачі
Параметр
Вал
N, кВт
ω, рад/с
M, Нм
Uд
3
29,3
15,00
1952,1
4
4
27,8
3,75
7421,2
4.2. Вибір матеріалу і визначення допустимих напруг.
4.2.1. Матеріали колеса та шестерні.
Вибираємо матеріал із табл.9.4, [3] i зводимо в табл. 4.2
Таблиця 4.2
Матеріали зубчастих коліс
Матеріал
Термообробка
Допустимі напруження, МПа
Твердість, НВ
Шестерня
Колесо
Сталь 45 Сталь 40
Поліпшення
Поліпшення
380
340
180
154
4.2.2. Допустимі контактні напруження:
Для 2 змінної роботи протягом 4 років приймаємо:
, тоді
Для середнього режиму роботи: , [2].
;
;
Тоді: ; .
Для прийнятої термообробки коліс: , [2].
Допустимі контактні напруження приймаємо: МПа.
4.2.3. Допустимі напруження на згин.
Визначаємо величини, які входять в формули:
при НВ<350, для сталі , [2].
;
;
Тоді: ; .
Приймаємо коефіцієнт безпеки:
4.2.4. Допустимі граничні контактні напруження.
4.2.5. Допустимі граничні напруження при згині.
4.3. Визначення геометричних розмірів.
4.3.1. Міжосьова відстань.
Визначаємо з умови контактної втомленості зубів.
Приймаємо:
Тоді:
4.3.2. Визначення модуля зубів.
Приймаємо:
Приймаємо , згідно СТ СЕВ 310-76.
4.3.3. Геометричний розрахунок передач.
Геометричні розміри циліндричної передачі
Рис 4.2.
4.3.3.1. Міжосьова відстань:
4.3.3.2. Розміри шестерні:
Ділильний діаметр
Діаметр вершин зубів
Діаметр западин зубів
Ширина зуба
4.3.3.3. Розміри колеса:
Ділильний діаметр
Діаметр вершин зубів
Діаметр западин зубів
Ширина зуба
Приймаємо .
4.4. Перевірочний розрахунок передачі.
4.4.1. Розрахунок на контактну втомленість.
Приймаємо:
Колова швидкість:
Вибираємо 9 - ступінь точності.
Приймаємо:
Тоді:
Умова виконується.
4.4.2. Розрахунок на контактну міцність.
По каталогу для двигуна
Умова виконуються.
4.4.3. Розрахунок на втомленість при згині.
Вибираємо величини:
Умова виконується.
4.4.4. Розрахунок на міцність при згині.
4.5. Визначення сил в зачеплені.
Колова сила:
Радіальна сила:
Осьова сила:
Схема сил в зачеплені
Рис 4.3.
5. Умовний розрахунок валів
5.1. Умовний розрахунок вхідного вала редуктора
Так як віддалі між опорами і силами, що діють на вал, невідомі, то неможливо визначити момент згину. При відсутності даних про момент згину, діаметр вала визначають наближено по відомому крутному моменту із умови міцності на кручення за заниженими значеннями допустимих напружень.
В якості матеріалу валів приймаємо Сталь45, 12.7,[2], для якої:
Схема швидкохідного вала редуктора
Рис 5.1.
5.1.1. Визначаємо діаметр вала
де - допустимі напруження на кручення, =15...30 МПа;
Враховуючі те що на ділянці вала буде виконуватись паз під шпонку, діаметр цієї ділянки збільшуємо на 10% і заокруглюємо.
Приймаємо =50 мм.
5.1.2. Призначаємо з ряду Ra40 діаметри інших ділянок.
5.1.3. Встановлюємо спосіб виготовлення шестерні і вала заодно чи окремо.
– отже шестерню виготовляється окремо з валом.
5.2. Умовний розрахунок проміжного вала редуктора
Схема проміжного вала редуктора
Рис 5.2
5.2.1. Визначаємо діаметр вала
де - допустимі напруження на кручення, =15...30 МПа;
Із ряду Ra40 приймаємо =80 мм.
5.2.2. Призначаємо з ряду Ra40 діаметри інших ділянок вала.
5.2.3. Встановлюємо спосіб виготовлення шестерні і вала заодно чи окремо.
– отже шестерня виготовляється окремо від валу.
5.3. Умовний розрахунок вихідного вала редуктора
Схема тихохідного вала редуктора
Рис 5.3
5.3.1. Визначаємо діаметр вала
де - допустимі напруження на кручення, =15...30 МПа;
Із ряду Ra40 з врахуванням шпоночного пазу приймаємо =120 мм.
5.3.2. Призначаємо діаметри інших ділянок вала.
6.Розрахунок конструктивних розмірів
зубчастих коліс
6.1.Вихідні дані.
Таблиця 6.1.
Вихідні дані
Параметр
Передача
Модуль
m, мм
Кут нахилу зубів, β
Діаметр вала dв , мм
Ширина колеса bк , мм
швидкохідна
8
0(
85
118
тихохідна
9
20(
150
180
6.2.Визначаємо конструктивні розміри тихохідного зубчастого колеса.
6.2.1.Товщина обода.
δ= мм.
Приймаємо: 28 мм.
6.2.2.Діаметр маточини.
мм.
Приймаємо мм.
6.2.3.Товщина диска.
с=0,2( bк=0,2( 180=36 мм. Приймаємо с=36 мм.
6.2.4.Довжина маточини.
lм=(1,2…1,5)dв=(1,2..1,5)150=230мм.
6.2.5.Діаметр центральної окружності колеса.
6.2.6. Діаметр отворів в диску.
мм.
мм.
6.3.Визначаємо конструктивні розміри конічного колеса.
6.3.1.Товщина обода.
δ= мм.
Приймаємо: 28 мм.
6.3.2.Діаметр маточини.
мм.,
6.3.3.Товщина диска.
с=0,2( bк=0,2( 180=36мм.
6.3.4.Довжина маточини.
Lм=(1,2…1,5)dв=(1,2..1,5)200=240...300мм.
Приймаємо lм=300мм.
6.3.5.Діаметр центральної окружності колеса.
6.3.6. Діаметр отворів в диску.
мм.
мм.
Основні параметри зубчастого колеса
Рис.6.1
7. Конструктивні розміри корпуса і кришки
7.1. Товщина стінки корпуса редуктора:
мм;
7.2. Товщина стінки кришки редуктора:
мм;
7.3. Товщина верхнього фланця корпуса,
Приймаємо s=28 мм.
7.4. Товщина фланця кришки редуктора,
Приймаємо s1=22мм.
7.5. Діаметр фундаментальних болтів:
d1=(0,03...0,036)аωт+12=(0,03...0,036)∙598,6+12=30…33,6 мм.
Приймаємо діаметр фундаментних болтів, d1=30 мм.
7.6. Діаметр болтів, стягуючих корпус і кришку бобишок,
d2=(0,7...0,75)d1=(0,7...0,75)∙30=21…22,5мм;
Приймаємо: 22 мм.
7.7. Діаметр болтів стягуючих фланці корпуса і кришки,
d3=(0,5...0,6)d1=(0,5...0,6)∙30=15…18 мм.
Приймаємо: d3=16 мм.
7.9. Мінімальний зазор між колесом і корпусом,
b=1,2δ=1,2∙18=21,6 мм.
Приймаємо b=22 мм.
7.12. Відстань від торця обертаючої деталі до стінки редуктора,
;
Приймаємо е1=20 мм.
7.13. Відстань від торця підшипника кочення до внутрішньої стінки корпуса редуктора:
е=(1,0...1,2)∙=(1,0...1,2)∙14=18…22 мм;
Приймаємо е=18мм.
8. Ескізна компоновка редуктора
Перша ескізна компоновка виконується, щоб визначити віддалі між опорами валів і точками прикладання сил, та використати ці дані для уточненого розрахунку валів.
Для ескізної компоновки використовуються дані, розраховані в попередніх розділах, а саме, міжосьова відстань, конструктивні розміри шестерень та зубчастих коліс, діаметри ступеней валів, розміри корпуса і кришки редуктора.
Орієнтовно приймаємо, серію і тип підшипників для всіх валів:
-пара підшипників №7216 на швидкохідному валу;
-пара підшипників №7522 на проміжному валу;
-пара підшипників №7538 на тихохідному валу.
Ескізну компоновку викреслюємо в масштабі 1:5.
Проводимо заміри віддалей між опорами валів і точками прикладання сил, враховуючи масштаб, визначаємо їхні дійсні розміри і використовуємо їх в наступних розрахунках.
Приймаємо відстані: a1= 154 мм, a2=203 мм, a3=214 мм.
9.Вибір шпонок та їх перевірочний розрахунок
9.1.Вибираємо геометричні розміри призматичної шпонки в залежності від діаметра вала.
Приймаємо матеріал шпонки – Сталь 45, у якої границя текучості σТ=360 МПа. Вибираємо розміри шпонок табл.5.19 [4].
Таблиця 9.1.
Геометричні розміри призматичної шпонки
Номер вала та назва шпонки
Діаметр вала d,
мм
Мкр,
Нм
Розміри шпонок, мм
b
h
l
t1
t2
2 - шпонка під ведену зірочку
70
1324,1
2 - шпонка під шестерню циліндричної передачі
85
1324,1
25
14
160
9
5,4
3 - Шпонка під колесо циліндричної передачі
120
5086
32
18
160
11
7,4
3 - Шпонка під шестерню циліндричної передачі
120
5086
32
18
280
11
7,4
4 - Шпонка під колесо циліндричної передачі
200
19536,5
36
20
280
12
8,4
4 - Шпонка під муфту
170
19536,5
32
18
200
11
7,4
З’єднання з призматичною шпонкою.
Рис.9.1.
Виконуємо перевірочний розрахунок шпонки на зминання, результати розрахунку зводимо в табл. 9.2.
Таблиця 9.2.
Перевірочний розрахунок шпонки на зминання
Номер вала та назва
σзм=
2 - шпонка під ведену зірочку
σзм=
140
2 - шпонка під циліндричну шестерню
σзм=
140
3 - шпонка під колесо циліндричної передачі
σзм=
140
3 - шпонка під циліндричну шестерню
σзм=
140
4 - шпонка під колесо циліндричної передачі
σзм=
140
4 - шпонка під муфту
σзм=
140
Виконуємо перевірочний розрахунок шпонки на зріз. Результати розрахунку зводимо в табл. 9.3.
Таблиця 9.3.
Перевірочний розрахунок шпонки на зріз
Номер вала та назва
τзр=
2 - шпонка під ведену зірочку
τзр =
80
2 - шпонка під циліндричну шестерню
τзр =
80
3 - шпонка під колесо циліндричної передачі
τзр =
80
3 - шпонка під циліндричну шестерню
τзр =
80
4 - шпонка під колесо циліндричної передачі
τзр =
80
4 - шпонка під муфту
τзр =
80
Умови міцності на деформації зминання та зрізу виконуються.
10. Схема сил, які діють на вали привода
Порядок побудови схеми сил виконуємо в такій послідовності:
викреслюємо вихідну кінематичну схему привода;
позначаємо опори валів латинськими літерами A, B, C, D, E, F, позначаємо точки прикладання сил К1, К2, К3, К4, приводимо просторову систему координат X, Y, Z, до якої здійснюється прив’язка діючих сил;
виконуємо побудову схеми сил у точках їх прикладання, рис. 9.1.
Схема сил в приводі з циліндричним редуктором
Рис. 10.1
11. Уточнений розрахунок проміжного вала редуктора
11.1. Розрахунок вала на статичну несучу здатність
11.1.1. Сили, які діють на валу під час роботи редуктора:
Сили які діють на шестерню: колова сила Ftш=42485 H, радіальна сила Frш=16445 H, осьова сила Faш=15455 Н.
Сили які діють на колесо: колова сила Ftк= 15553 Н, радіальна сила Frк= 6020Н, осьова сила Faк= 5658 Н.
11.1.2.Викреслюємо розрахункову схему вала (рис.11.1.) та визначаємо розміри між опорами і точки прикладання сил (відстані визначаємо з першої ескізної компоновки редуктора замірюванням, припустивши що сили прикладені по середині колеса та шестерні): а1=154 мм, а2=203 мм, а3=214мм.
11.1.3 Знаходимо реакції в опорах від сил у вертикальній та горизонтальній площині:
- в площині XOY:
;
;
Перевірка:
- в площині YOZ:
;
;
11.1.4.Виконуємо побудову епюри моментів згину у вертикальній та горизонтальній площинах, сумарного моменту згину та крутного.
Рис.11.1
Сумарний момент згину визначаэться за формулою:
Нм.
11.1.5. Визначаємо приведений момент для небезпечного перерізу.
Виходячи з аналізу побудови епюри моментів небезпечний переріз валу знаходиться на шестерні передачі.
Значення еквівалентного моменту в т.К4:
-коефіцієнт,табл.5.3,[1]для металу вала сталь 45.
[σ-1], σо- допустимі напруження для матеріалу вала відповідно при симетричному і при пульсуючому циклах навантаження,табл.5.3,[1].
Нм.
11.1.5.Визначаємо діаметр вала в небезпечному перерізі:
.
Отриманий діаметр заокруглюємо до більшого значення із стандартного ряду Ra40 ГОСТ6636-69. Приймаємо d=120мм.
Діаметр вала в цьому перерізі прийнятий в умовному розрахунку d34=140мм, тобто умова виконується.
11.2.Розрахунок вала на витривалість.
11.2.1.Для небезпечного перерізу проміжного вала,який містить конструктивний концентратор напружень-перехід від меншого діаметра до більшого,визначаємо характеристики напружень,[1],с.173-185:
-межі витривалості:
Для напружень згину при симетричному циклі:
σ-1 =0,43·σв=0,43·610=262,3 МПа;
-для напружень кручення при пульсуючому циклі:
τ-1=0,58·σ-1=0,58·262,3=152,13 МПа;
-амплітуда напружень:
де Мij-сумарний момент згину; Wij-осьовий момент опору.
м3,
де d32 -діаметр вала небезпечногь перерізу.
-при пульсуючому циклі:
де Wkj-полярний момент опору перерізу.
м3.
11.2.2. Вибираємо коефіцієнти:
- конструкційних напружень при згині Кσ=1,765, при крученні Кτ=1,565, табл.5,11,[1].
- масштабні коефіцієнти,які враховують зниження межі витривалості з збільшенням розмірів вала: при згині εσ=0,78; при крученні ετ=0,68, табл.5.16,[1].
- коефіцієнти, які враховують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень:
при згині ψσ= 0,02+2·10-4·σв=02+2·10-4·610=0,142МПа;
при крученні ψτ=0,5·ψσ=0,5·0,142=0,071МПа.
11.2.3. Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для небезпечного перерізу:
де Sσ , Sτ - коефіцієнти запасу міцності відповідно при дії згину і кручення.
[S] - допустиме значення коефіцієнту запасу міцності. Для редукторних валів
[S] 2,0…3,0
21.12.2013 22:12-
Ділись своїми роботами та отримуй миттєві бонуси!
0%
Оголошення від адміністратора