Привод ленточного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Нижегородский государственный технический университет

Институт промышленных технологий машиностроения

Кафедра «Теоретическая и прикладная механика»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Основы конструирования»

наименование темы курсового проекта

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Задание: ОК-01. 03−00. 12. 01

Студент Майорова Д. А.

Группа 09-МТ

Н. Новгород 201 г.

Исходные данные по варианту 03 задания 01:

Тяговое усилие ленты F=1400 Н.

Скорость ленты V=1,3 м/с

Диаметр барабана DБ = 320 мм.

Срок службы привода h=3,5 года.

Коэффициенты использования: годового кг=0,8: суточного кс=0,33

Масштаб производства: Е- единичное

Состав привода: редуктор цилиндрический вертикальный с верхним расположением шестерни; цепная передача

Схема конструкции На рисунке обозначено

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор цилиндрический вертикальный;

4 — цепная передача;

5 — барабан;

6 — лента конвейера

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

Исходные данные по варианту 03:

1. Тяговое усилие цепей F= 1400 Н.

2. Скорость цепей V=1,3 м/с.

3. Диаметр барабана DБ=320 мм.

Расчёт:

1.1 Частота вращения барабана:

Б=60 000ЧV/(рЧDБ) = 60 000*1,3/(3,14*320) = 77,59 мин-1

Ожидаемое общее передаточное число привода:, где — синхронная частота вращения двигателя. Электродвигатели серии АИР выпускают с =3000, 1500, 1000 и 750 мин-1. Тогда соответственно этому получим = 38,6; 19,3; 12,9; 9,7.

По заданию привод состоит из цилиндрического редуктора и цепной передачи. Согласно табл. 3. 1, =3,15…5; uцп=1,5…3. Тогда =(3,15…5)*(1,5…3)=4,73…15. Требуемая частота вращения двигателя при этом лежит в пределах: ==77,59*(4,73…15)=367…1164 мин-1.

1.2 Кинематическая схема

1- электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор цилиндрический вертикальный с

верхним расположением шестерни;

4 — цепная передача;

5 — барабан;

6 — лента конвейера

I, II, III, IV — номера валов

1.3 Общий КПД привода:

=0,98*0,97*0,93*0,99=0,88,

где =0,98 — КПД муфты;

=0,97-КПД зубчатой цилиндрической передачи;

— КПД цепной передачи;

=0,99-КПД пары подшипников качения барабана.

1.4 Потребная мощность двигателя:

=F*V/103=1400*1,3/1000*0,88=2,1 кВт.

Ближайшая большая мощность по каталогу=2,2 кВт с частотой вращения вала мин-1. Двигатель АИР100L6У3.

1.5 Уточнение передаточных чисел:

=945/77,59=12,18;

принимаем uред=4,5(соответствует ряду чисел R20); uцп=12,18/4,5=2,71

1.7 Частоты вращения валов:

ni=n1/u1-i(i=1,2,3,4; i=1-вал двигателя): n1=n2=945 мин-1; n3= 945/4,5=210

мин-1; n4=945/12,18=77,59 мин-1.

1.8 Вращающие моменты на валах:

Тj=TБ/un-j(j=4,3,2,1; j=4 — вал барабана):

ТБ4=F*DБ/2000=1400*320/2000=224 Нм;

Т3=224/(2,71*0,99*0,93)=89,78 Нм;

Т2=224/(12,195*0,99*0,93*0,97)=20,57 Нм;

Т1=224/(12,195*0,88)=20,87 Нм.

2. Проектировочный расчёт зубчатой передачи

Исходные данные (из энергетического и кинематического расчётов):

момент на шестерне z1 T1=20,57 Нм;

частота вращения z1 n1=945 мин-1;

момент на колесе z2 T2=89,78 Нм;

частота вращения z2 n2=210 мин-1;

передаточное число u=4,5;

ресурс: h=3,5 года, kг=0,8, kс=0,33;

масштаб производства единичный

Критерий работоспособности

Нагрузка на зубьях переменная, напряжения изменяются по отнулевому циклу (коэффициент асимметрии R=0). Передача закрытая, основной вид разрушения зубьев под действием контактных напряжений н. Проектировочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи начинают с определения межосевого расстояния aw из условия сопротивления контактной усталости зубьев с последующими проверками величин контактных напряжений и напряжений изгиба F.

Цель расчёта — межосевое расстояние передачи aw по формуле

.

2.1 Материал и термообработка

Для единичного производства рекомендуют перепад твёрдостей шестерни Н1 и колеса Н2 в пределах Н1 — Н2 > 100НВ. Назначаю для зубьев z1 поверхностную закалку токами высокой частоты (ТВЧ1) — твёрдость H1350HB, а для зубьев колеса z2— улучшение (У2) — твёрдость H2 HB.

Принимаю, с целью унификации материала для z1 и z2 сталь 40ХГОСТ4543−71. Будем иметь для зубьев:

а) шестерни z1 после закалки ТВЧ при диаметре заготовки D=900МПа;; твёрдость поверхностей зубьев 45…50 HRC (425…480 HB); твёрдость сердцевины 269…302 HB;

б) колеса z2 после улучшения при толщине S80мм в=750МПа; т=750 МПа; твёрдость сердцевины 269…302 HB.

Средние твёрдости зубьев H1m=452 HB, H2m=285 HB; H1m-H2m=452−285=16 7100HB- рекомендация по перепаду твёрдостей зубьев выполняется.

2.2 Число циклов перемены напряжений

Срок службы по формуле:

Lh=365*24*kг*kс*h=365*24*0,8*0,33*3,5=8100 ч.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

N=60*n*c*Lh;

Шестерни

N1=60*945*1*8100=45,9*107;

Колеса

N2=N1/u=45,9*107/4,5=10,2*107.

Базовое число циклов по контактным напряжениям

NHlim=30*Hm2,412*107;

по напряжениям изгиба

NFliem=4*106.

По таблице

NHlim1=7*10712*107;

NHlim2=2,34*10712*107.

Из сравнения чисел циклов имеем, что N1 и N2 больше чем NHlim; N1 и N2 NFlim. Отсюда коэффициенты долговечности ZN=1; YN=1.

2.3 Допускаемые напряжения

Для косых и шевронных зубьев допускаемые контактные напряжения:

[]min[]=0,45([]1+[]2)1,25[]min,

где [H]i=HlimbiZN/SH(i=1,2).

Базовый предел контактной выносливости при NHlim:

Hlimb1=17HRC +200=17*47,5+200=1007МПа;

Hlimb2=2HB+70=640 МПа.

Коэффициент запаса прочности

SH1=1,2; SH2=1,1.

Тогда [H]1=1007*1/1,2=839 МПа;

[H]2=[H]min=640*1/1,1=582 МПа;

5820,45*(839+582)=6391,25*582=728 МПа

Граничные условия формулы

[]min[]=0,45([]1+[]2)1,25[]min выполняются

Расчётное контактное допускаемое напряжение [H]=639 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба по формуле [F]=FlimbYN, где базовый предел изгибной выносливости зубьев Flimb1=310 МПа;

Flimb2=1,03HHBm=1,03*285=294 МПа; YN=1.

Расчётные допускаемые напряжения на изгиб

[F]1=310 МПа;

[F]2=294 МПа.

2.4 Коэффициент рабочей ширины венца ba по межосевому расстоянию aw

ba=b2/aw — величина стандартная: при симметричном расположении колес относительно опор шba=0,315…0,5. Принимаем ba=0,4. Коэффициент рабочей ширины венца bd по диаметру шестерни d1: bd=b2/d1=0,5ba(u+1)=0,5*0,4(4,5+1)=1,1.

2.5 Коэффициенты расчётной нагрузки

Окружная скорость по формуле

=n1/1194=945(20,57/4,5)1/3/1194=1,31 м/с

Степень точности 8-В ГОСТ 1643–81. (м/с, 8-я степень точности, H1350HB и H2350HB, зубья косые) получим коэффициент динамичности нагрузки KHV=1,02.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

=1+(-1),

где — коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период до приработки зубьев:

приbd =1,1 и H2350HB интерполяцией находим =1,05;

— коэффициент приработки зубьев: при м/с,

H2=285HB получим KHW=0,3;

=1+(1,05−1)*0,3=1,015.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев по формуле

=1+(-1),

где начальное значение по формуле

1:

=1+0,25(8−5)=1,751,6

Следовательно, по нормам плавности необходимо принять 7-ю степень точности. Тогда

=1+0,25(7−5)=1,51,6

Уточнение степени точности передачи: 8−7-8 В ГОСТ 1643–81.

Коэффициент =1+(1,5−1)0,3=1,15

Коэффициент расчётной нагрузки по контактным напряжениям

KH=1,02*1,015*1,15=1,19

2.6 Межосевое расстояние aW, мм:

Округляя в большую сторону для нестандартной передачи (единичное производство), будем иметь =75 мм.

2.7 Основные параметры передачи

Ширина венца колеса

шbaaw=0,4*75=30 мм; b2=30 мм;

ширина шестерни b1=b2+(3…5)мм; принимаем m=1,5 мм.

Наименьший угол наклона косых зубьев по формуле:

=arcsin (4*1,5/30)=11,536 9590.

Суммарное число зубьев:

=z1+z2=(2*75*cos (11,536 959)/2=98,36

округляют до целого числа в меньшую сторону (для увеличения угла наклона зубьев) — принимаем =98- и уточняют фактическое значение угла (с точностью до 10-6):

cos=98*1,5/(2*75)=0,98;

=arccos (0,98)=11,478 3410

Для косозубых передач рекомендуют =8…200.

Числа зубьев z1 и z2

Числа зубьев шестерни

=/(u+1)=98/(4,5+1)=18

Из условия отсутствия подрезания

z1min=17cos3=17cos311,478 341=16

Принимаем z1=18> 16. Число зубьев колеса

z2=-z1=98−18=80

Фактическое передаточное число редуктора

uф=80/18=4,44

Отклонение uф от номинального

uред=4,5 u=(100(4,5 — 4,44))/4,5 = 1,3% < [±3%].

Диаметры зубчатых колес:

— делительные

d1=18*2/cos11,478 341=27,44 мм; d2=2*75−27,44=122,56 мм;

— окружностей вершин

da1=27,44 +2*1,5=30,44 мм; da2=122,56+2*1,5=125,56 мм;

— окружностей впадин

df1=27,44−2,5*1,5=23,69 мм; df2=122,56−2,5*1,5=118,81 мм.

3. Расчёт цепной передачи

Исходные данные по варианту 02:

Из кинематического и энергетического расчётов:

1. Момент на валу ведущей звёздочки T1=89,78 Нм.

2. Частота вращения ведущей звёздочки n1=210 мин-1.

3. Передаточтное число u=2,71.

4. Коэффициент суточного использования kc=0,33- две смены работы. Конвейер ленточный — лёгкий режим работы, диаметр приводного барабана DБ=320мм.

Ограничения

а. Ведущая звёздочка должна вписываться в габариты редуктора, т. е. в первом приближении De1d2зуб+100мм, где d2зуб— делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора, 100мм- добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса. По расчётам редуктора d2зуб=122,56 мм и тогда De1223 мм;

б. Условно De21,25Dзв, где DБ— диаметр приводного барабана конвейера; De21,25*320=400мм.

Проектировочный расчёт

3. 1Число зубьев звёздочек

=29−2u13;

=29−2*2,71=23,58

Принимаем =24, тогда

=24*2,71=65,04; округляем z2=65

3.2 Коэффициент эксплуатации

КэданрегсмрежТ,

где Кд— коэффициент динамичности нагрузки: плавная работа, равномерная нагрузка (цепной конвейер) Кд=1;

Ка— коэффициент длины цепи (межосевого расстояния а): принимаем оптимальное а=(30…50)Р, тогда Ка=1;

Кн— коэффициент угла наклона передачи к горизонту: принято =00; при 450 Кн=1;

Крег— коэффициент регулирования (для нормального натяжения цепи): нерегулируемые оси звёздочек Крег=1,25;

Ксм— коэффициент способа смазывания: смазка периодическая Ксм=1,5;

Креж— коэффициент режима работы: при двухсменной работе Креж=21/3=1,26;

КТ— температурный коэффициент: при 250Т1500С КТ=1;

Кэ=1*1*1*1,25*1,5*1,26*1=2,36 [3].

3.3 Шаг приводной роликовой цепи

,

где [p]0— допускаемое давление в шарнирах: при n1=210 мин-1 [p]030МПа; mp— коэффициент рядности цепи: при числе рядов 1 mp=1; при числе рядов 2 mp=1,7

Подставляя параметры, получим:

— однорядная цепь

==18,62 мм,

— двухрядная цепь

==15,60 мм

В обоих случаях по ГОСТ 13 568–97 ближайший больший шаг цепей типа ПРА и ПР равен 19,05 мм. Принимаем однорядную цепь нормальной точности ПР с разрывным усилием 31,8 кН.

3.4 Пересчёт чисел зубьев звёздочек

при P= 19,05 мм и [p]0=30 МПа, причём

z1min=9+0,2P=9+0,2*19,05=12,81;

30*1)=22,48 12,81

Принимаем z1=23. Принимаем =23*2,71=62,3; принимаем z2=62.

Фактическое передаточное число

uф=62/23=2,70;

?u = (|uц.п.  — uф|/2,71)|Ч100% = 0,37% < [4%].

3.5 Диаметры звёздочек:

делительные:

d1=19,05/(sin (180/23))=154,88 мм,

d2=19,05/(sin (180/62))=414,13 мм;

окружностей вершин зубьев:

De1=19,05[0,5+ctg (180/23)]=163,64 223 мм

— по ограничению ведущей звёздочки,

De2=19,05[0,5+ctg (180/62)]=426,9400 мм

— по ограничению ведомой звёздочки. Условия ограничений выполняются.

3.6 Минимальное межосевое расстояние

аmin=0,6*163,64*(2,71+1)=364,26 мм,

оптимальное

а=(30…50)Р=(30…50)*19,05=572…953мм, выбираем а=700мм.

3.7 Потребное число звеньев цепи

при zc=23+62=85,

=(62 — 23)/(2)=6,21:

=2a/P+0,5zc+P/a=2*700/19,05+0,5*85+6,212*19,05/700=117.

Принимаем чётное число 118.

Длина цепи в метрах

L=10-3WP=10-3*118*19,05=2,25 м

3.8 Окончательное межосевое расстояние:

=0,25*19,05*{118−0,5*85+=543,88 мм

Ослабление цепи (на провисание)

а=(0,002…0,004)а=1,09…2,18 мм.

Окончательно,

а=543,88−1,88=542мм.

Проверочный расчёт

3.2.1 Уточнение момента Т1 по формуле энергетического расчёта. Так как uф =u и КПД передачи не изменились, то Т1=89,78 Нм- без изменения.

3.2.2 Давление в шарнирах по формуле

р=2000Т1Кэ/(d1Aшmр)[p]0,

где площадь опорной поверхности шарнира однорядной цепи Аш=105мм2.

р=2000*89,78*2,36/(154,88*105*1)= 26,0630 МПа.

Отклонение

р=100([p]0-p)/[p]0%=100(30−26,06)/30=13,1%

3.2.3 Максимальное натяжение ведущей ветви цепи

F1maxДF1+Fq+,

Где

F1=2000*89,78/154,88=1159,3 Н;

Fq=60qacos (при =00),

Fq=60*1,9*0,542*1=61,8 H (q=1,9 кг/м- масса 1 м цепи);

окружная скорость цепи

=*d1*n1/60 000=*154,88*210/60 000 = 1,7 м/с;

=q=1,9*1,72=5,491 Н;

F1max=1*1159,3+61,8+5,491=1226,6 Н.

Допускаемый коэффициент запаса прочности

[S]=7+0,25*10-3*19,05*210=8,00

Расчётный коэффициент запаса прочности

S=60 000/1227=48,9[S]=8,00

Прочность цепи обеспечивается

3.2.4 Влияние динамичности нагрузки по числу ударов о зубья звёздочек по формуле

w=z1n1/(15W)508/P с-1,

w=23*210/(15*118)=2,73 508/19,05=26,7

Условие динамичности нагрузки выполняется.

3.2.5 Итак, назначаем ЦЕПЬ ПР-19,05−6000 ГОСТ 13 568–97

3.2.6 Нагрузка на валы звёздочек

Натяжение ветвей

F1=F1max=1226,6 H; F2=Fq+=61,8+5,491=67,291 H

Угол между ветвями

=57,3(d2-d1)/a=57,3(414,13−154,88)/542=27,4080.

Допустим, что по кинематической схеме ведущая звёздочка имеет правое вращение (нижняя ветвь ведущая), тогда в формулах использую нижние знаки. При =00 формулы будут иметь вид:

=(1226,6+67,291)*cos (27,408 /2)=1257,66 H;

FBy=(-F1+F2)sin (/2)=(-1226,6+67,291)*sin (27,408/2)=-274,65 H.

Знак минус показывает, что относительно проекции силы FBy напавлены в противоположные стороны, т. е. в данном случае FBy направлены: на валу ведущей звёздочки вниз; на валу ведомой звёздочки наверх.

/

4. Проверочный расчет зубчатой передачи

В кинематическом расчёте были получены следующие номинальные параметры: частоты вращения nдв=945; шестерни n1=945 мин-1 (n1=n2=945 мин-1); колеса n2=210 мин-1(n3= 945/4,5=210 мин-1); передаточные числа: редуктора uред=4,5; цепной передачи uцп=2,71; общее =12,195; моменты на валах шестерни Т1=20,57 Нм; колеса Т2=89,78 Нм; на барабане конвейера Тб =224 Нм

4.1 Фактическое общее передаточное число привода:

uф0=uФредuФцп=4,5·2,71=12,195.

Вал М 2 3 Б

Частота вращения, nj мин-1, 945 945 210 77,59

Момент на валу, Tj Н*м, 20,87 20,57 89,78 224

где М-вал двигателя; Б-вал приводного барабана.

4.2 Проверка механических характеристик материалов цилиндрических колёс в зависимости от размеров заготовок Dзаг, Sзаг из условия DзагD, SзагS, где D, S из табл. :

а) шестерни z1

Dзаг=da1+6=30,44+6=36,44 мм. <125мм;

б)для шестерни сплошного колеса (без выточек) в единичном производстве

Sзаг=b2+ 4 мм=30+4=34 мм< 80 мм.

Механические свойства материалов определены верно.

4.3 Окружная скорость

=d1n1/60 000=*27,44*945/60 000=1,36 м/с

(в проектировочном расчёте было 1,31 м/с). Так как скорость, схема передачи,

=b2/d1=30/27,44=1,09

(было 1,1), твёрдости зубьев, степени точности практически не изменились, то составляющие коэффициента расчётной нагрузки по контактным напряжениям остались прежними:

KH=1,02*1,015*1,15=1,19

4.4 Контактные напряжения по формуле

==615,2 МПа<

[=639 МПа

Отклонение расчётного напряжения в сторону уменьшения от допускаемого

100(615,2−639)/639=-3,7%< [15…20%].

Условие сопротивления контактной усталости зубьев выполняется.

4.5 Коэффициент расчётной нагрузки по напряжениям изгиба

Коэффициент динамичности нагрузки при 1,31 H2< 350H; 8степени точности; при косых зубьях KFV=1,05.

Коэффициент =0,18+0,82=0,18+0,82*1,05=1,041;

Коэффициент == 1,5.

Коэффициент расчётной нагрузки KF=1,05*1,041*1,5=1,64

4.6 Окружное усилие

Ft=2000T1/d1=2000*20,57/27,44=1499,3 МПа

Эквивалентное число зубьев колеса

=89;

Шестерни

=19/=20

Коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений YFS2 и YFS1 по формуле

YFS=3,47+13,2/ при x=0

YFS2=3,47+13,2/89=3,62;

YFS1=3,47+13,2/20=4,13

Коэффициент угла наклона зуба по формуле

=1−0,7. =1-=0,885> 0,7

Коэффициент перекрытия для косых зубьев YE=0,65.

4.7 Напряжение изгиба в ножке зуба колеса

по формуле

2

2=284 МПа;

в ножке зуба шестерни по формуле

=/2=310 МПа.

Условия изгибной выносливости зубьев выполняются

5. Конструктивные элементы вала

Схема сил на валах редуктора:

Основной расчетной нагрузкой для валов являются вращающий Т и изгибающий М моменты, вызывающие напряжения кручения и изгиба.

Напряжения сжатия (растяжения) от осевых сил значительно меньше указанных напряжений и их часто в расчетах не учитывают.

Расчет осей является частным случаем и производится по формулам для валов при Т = 0. Поэтому в дальнейшем речь пойдет только о валах.

Требования, предъявляемые к работоспособности валов:

а) прочность (обеспечивается материалом, конструкцией, размерами);

б) жесткость (обеспечивается установкой подшипников, размерами);

в) долговечность (обеспечивается размерами, снижением концентраторов напряжений, поверхностным упрочнением, шероховатостью);

г) виброустойчивость (обеспечивается: в дорезонансной зоне увеличением жесткости; в зарезонансной зоне увеличением «гибкости» вала).

5.1. Силы в зацеплении зубчатых колес

1=20,57 Нм; d1=27,44 мм; =200; = 11,478 3410):

— окружная сила Ft=2000Т1/ d1=2000*20,57/27,44= 1499,3 Н;

— радиальная сила Fr= Ft *tgб=1499,3*tg200=545,7 H;

— осевая сила Fa= Ft *tgв=1499,3*tg11,478 3410=304,5 H;

-нормальная Fn=Ft/(cos200*cos11,478 3410)=1628,1H.

5.2 Консольная нагрузка:

На концах валов действует консольная нагрузка от колёс (шкивов, звёздочек, зубчатых колёс открытых передач) и полумуфт.

Положение открытых передач фиксировано в пространстве, поэтому направление сил от них известно- при расчёте валов эти силы раскладываются на проекции по осям.

Радиальная сила полумуфты FM возникает в связи с несоосностью соединяемых муфтой валов. Эта несоосность вращается вместе с валами, поэтому направление силы FM находят отдельно, не совмещая их с плоскостями X и Y.

Предварительно силу муфты FM найдём по формулам:

— для быстроходных валов

FM = (50…125)TБ½=(50…125)20,57½=(227…567) Н

— для тихоходных валов FM=ATT½,

где А=125 — для зубчатых редукторов;

FM=125*89,78½=1185 H

В дальнейшем FM уточняется по формулам конкретной выбранной муфты.

5.3 Материал валов

Зубья шестерни нарезаны на быстроходном валу. Следовательно, материал этого вала тот же, что у зубьев: сталь 40ХГОСТ4543−71; термообработка вала — улучшение.

Механические характеристики при диаметре заготовки Dзаг?120 мм и Н?270НВ: уВ=900, дТ=750, фТ=450, у-1=410, ф-1=240 МПа; шф=0,1.

Колесо съемное; изготавливается отдельно. Принимаем материал тихоходного вала сталь 45 ГОСТ 1050–88 при Dзаг?80 мм и Н?270НВ: уВ=900, уТ=650, фТ=390, у-1=410, ф-1=230 МПа; шф=0,1.

5.4 Диаметры валов из расчета на кручение

Предварительно расчёт диаметра вала d производится, когда величины изгибающих моментов М на валах неизвестны. Расчёт ведут только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям []:

10*[T/(0,2[])]1/3,

где []=(0,025…0,03), МПа

d' 10*[20,57 / (0,2*25)]1/3 16,1 мм,

где [] = (0,025… 0,03) *900 = 22,5… 27 МПа;

принято [] = 25 МПа. По ГОСТ 6636–69 выбираем d = 18 мм.

5.5 Концы валов:

По рекомендациям [1, c. 42] из условия прочности и жесткости

-для быстроходного вала диаметр входного конца, мм:

(7…8)TБ1/3=(7…8)20,571/3=(19,2…21,9)мм

Принимаем dБ=22мм (По согласованию с ГОСТ 12 081–72).

— для тихоходного вала диаметр выходного конца, мм:

(5…6)TT1/3=(5…6)89,781/3=(22,4…26,9)мм

Принимаем dT=28мм. (По согласованию с ГОСТ 12 081–72). Концы валов выполняем коническими.

Диаметр конца тихоходного вала следует согласовать с диаметром муфты.

5.6 Подбор муфты

Величина расчётного момента муфты по формуле

Тр=КТ, ТномТр:

Тр=1,3*89,78=116,7Нм

Перебирая параметры компенсирующих муфт, для d=28мм имеем муфту с торообразной оболочкой, у которой паспортный момент

Тном=125НмТр=116,7Нм

Муфты с торообразной оболочкой выпускают для коротких концов валов; для d=28мм муфты l=44мм.

Муфта 125−1-28−1 У3 ГОСТ Р50 892−96

Таким образом, конец быстроходного вала под шкивом конического исполнения типа 1 по ГОСТ 12 081–72 имеет следующие размеры:

d=22 мм;

l1=50;

l2=36;

dср=20,2;

bxh=4×4;

t1=2,5;

t2=1,8 мм;

резьба d1-M12×1,25.

Конец тихоходного вала типа 2 имеет при d =28 мм размеры:

l2=42; dср = 25,9; b x h=5×5; t1=3,0; t2=2,3 мм; резьба d2-M8; l3=14; l4=15,7 мм;

5.7 Опоры валов

Диаметр вала под подшипником dП из условия установки и снятия ПК без выема шпонки из паза вала по формуле

dср+2t2+1 мм:

где dср— средний диаметр конуса; t2— глубина паза в ступице:

— быстроходного вала

+2*1,8+1 мм=24,8 мм;

-тихоходного вала

25,9+2*2,3+1=31,5 мм.

Диаметр округляют до ближайшего по диаметрам внутренних колец подшипников, кратных пяти dПБ=25 мм; dПТ=35 мм.

Предварительно в качестве опор валов по рекомендациям практики принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой узкой серии по ГОСТ 8338–75.

Размеры ПК:

— быстроходный вал — подшипники 205: d=25, D=52, B=15, r= 1,5 мм, где r- радиусы скругления торцов колец;

-тихоходный вал — подшипники 207: d=35, D=72, B=17,r=2 мм.

Проверка условия размещения ПК и болтов крепления крышки редуктора к корпусу в пределах a=75 мм.

Требуемое межосевое расстояние:

aWтр=0,5(DПБ+DПТ)+, где 2ТТ1/3=2*89,781/3=9 мм;

=75−62=139 мм.

Условие названного размещения выполняется.

Схема установки ПК- «враспор».

5.8 Шпоночное соединение

Ступица колеса соединяется с валом призматической шпонкой: для d=35 сечение b x h=10×8 мм; глубина паза t1=5 мм.

По формуле

=2000T/(dk[см]),

где k=h-t10,4h-высота выступающей из вала шпонки, мм. :

расчётная длина шпонки из условия смятия

=2000T/(d (h-t1)[см]),

где [см] примем равным для стальной ступицы 150 МПа. Тогда

=2000*89,78/(35*(8−5)*150)=11,5 мм,

принимаем =12 мм. Полная длина шпонки со скруглёнными концами

l=lp+b=12+10=22 мм, что соответствует стандарту.

Обозначение шпонки: ШПОНКА 10×8×22 ГОСТ 23 360–78

Длина ступицы колеса по формуле =(l+(5…10)мм. Принимаем lст=32 мм, что на 2 мм больше ширины зубчатого колеса b2=30 мм.

5.9 Эскизный чертёж общего вида редуктора

Зазоры a от вращающихся зубчатых колёс до внутренних стенок корпуса редуктора:

a=L1/3+3мм,

где L- расстояние между внешними поверхностями деталей передачи:

L= aw+0,5(da1+da2)=75+0,5(30,44+125,56)=153 мм; a=1531/3+3=6 мм.

6. Расчётная схема вала

На рисунке показана схема внешних сил, действующих на валы.

Величины сил были определены в п. 5. 1:

Ft= 1499,3 Н;

Fr=545,7 H;

Fa =304,5 H

Моменты

Ma1=Ftd1/2000=1499,3*27,44/2000=20,57 Нм;

Ma2=Ftd2/2000=1499,3*122,56/2000=91,9 Нм.

Вращающие моменты T1=20,57; T2= 89,78 Нм.

Нагрузка на валы звёздочек (на тихоходном валу):

=1257,66 H; FBy=-274,65 H. Знак минус показывает, что относительно проекции силы FBy направлены в противоположные стороны, т. е. в данном случае FBy направлены: на валу ведущей звёздочки вниз; на валу ведомой звёздочки наверх.

На рисунке, приведённом ниже, представлены нагрузки на валах и реакции опор для данного примера (W-полюс зацепления). Направление силы муфты Fм неизвестно и на расчётной схеме показано условно.

Опоры обоих валов с шариковыми однорядными радиальными подшипниками находятся на расстоянии а=0,5 В от торцев, где В=15мм- ширина ПК 205 быстроходного вала и В=17мм — ширина ПК 207 тихоходного вала.

Из эскизной компоновки редуктора имеем размеры длин:

— быстроходный вал: l=59; l1=l/2=59/2=29,5; l2=56,25 мм;

— тихоходный вал: l=61; l1=l/2=30,5; l2=59,75 мм.

Реакции в опорах валов

6.1 Быстроходный вал

Реакции опор:

а) В плоскости XOZ

=0; Rx1l — 103Ma1+Ftl/2=0;

Rx1= -Ft/2+103Ma1/l=-1499,3/2+ 103*20,57/59=-401 H;

Rx2=Rx1+Ft=-401+1499,3=1098,3 Н.

б) В плоскости YOZ

=0; Ry1l+Fr/2=0;

Ry1=-Fr/2=-545,7/2=-272,85 H;

Ry2=Ry1+Fr = -272,85+545,7= 272,85 H;

в) Суммарные реакции опор:

R1=(Rx12+Ry12)½=(4012+272,852)½=485 H;

R2=(Rx22+Ry22)½=(1098,32+272,852)½=1131,7 H;

г) От силы муфты:

Сила муфты FM на быстроходном валу зубчатой передачи

FM=125TБ½=125*20,57½=567 Н

Из =0 будем иметь

FM(l+l2)-RM1l=0; RM1= FM(l+l2)/l=567*(59+56,25)/59=1107,6 H. ;RM2=RM1 —

FM=1107,6 — 567=540,6 H.

д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):

Fr1=R1+RM1=485+1107,6=1592,6 H; Fr2=R2+RM2=1131,7+540,6=1672,3 H.

6.2 Тихоходный вал

Реакции от сил в зацеплении и цепной передаче:

а) в плоскости XOZ

-FBx(l+l2)+Rx2l — Ftl/2+103Ma1=0;

Rx2=FBx(l+l2)/l+Ft/2 — 103Ma2/l=1257,66(61+59,75)/61+1499,3/2 —

103*91,9/61=3237,7 H.

Реакция

Rx1=FBx+Ft-Rx2=1257,66+1499,3 — 3237,7=-480,74 H

(направлена в противоположную сторону);

б) в плоскости YOZ

; FByl2 + Ry1l — Frl/2=0;

Ry1=Fr/2 — FByl2/l=545,7/2 +274,65*59,75/61=541,9 H;

Ry2= FBy+Fr-Ry1= - 274,65+545,7 — 541,9= - 270,85 H;

в) суммарные реакции опор:

R1=(Rx12+Ry12)½=(480,742+541,92)½=724,4 H;

R2=(Rx22+Ry22)½=(3237,72+270,852)½=3249 H;

ленточный зубчатый цепной вал

7. Подбор ПК

7.1 Быстроходный вал

7.1.1 Частота вращения вала n=945мин-1, диаметр вала под подшипниками d=25 мм. Требуемый ресурс подшипников

[L10h]=365*24*kг*kc*h=8100 ч

Схема установки подшипников — враспор. Радиальные силы на опорах

Fr1=Rr1=1592,6H;

Fr2=Rr2=1672,3H

Осевая сила на опоре

2-Fa=304,5H

Условия эксплуатации подшипников — обычные. Рабочая температура 40…500С.

7.1.2 Предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники 205 лёгкой узкой серии:

размеры d x D x B=25×52×15 мм; базовая радиальная грузоподъёмность: статическая C0r=6950H; Cr=14000H.

Угол контакта ПК 205 =00. Следовательно, силы FS=0; Fa2=Fa=304,5H/

7.1.3 Для опоры 2 отношение

Fa2/C0r=304,5/6950=0,044

параметр осевого нагружения (интерполяция) e=0,24.

Для опоры 1 Fa1=0 и коэффициенты X=1; Y=0. Для опоры 2 отношение

Fa2/(VFr2)=304,5/(1*1672,3)=0,18< e=0,24 и X=1; Y=0

Коэффициент V=1, так как относительно вектора радиальной силы вращается внутреннее кольцо.

7.1.4 Эквивалентные радиальные динамические нагрузки RE при коэффициентах КБ=1,4 и КТ=1 соответственно в опорах 1 и 2:

RE1=VXFr1KБKT=1*1*1592,6*1,4*1=2229,6H;

RE2=(VXFr2+YFa2)KБКТ=(1*1*1672,3+0*304,5)*1,4*1=2341,2H.

Так как RE2> RE1, то подбор подшипников производим на опоре 2.

7.1.5 Скорректированный ресурс для ПК 205 при а23=0,75(обычные условия работы шариковых подшипников), р=3, n=945 мин-1:

L10ah=106a23(Cr/RE1)p/(60n)=106*0,75*(14 000/2341,2)3/(60*945)=2836 ч.

Это меньше требуемого ресурса [L10h]=8100 ч., поэтому подшипники 205 для быстроходного вала не годятся.

7.1.6 Проверим ресурс подшипников 36 205 — радиально- упорные шариковые с углом контакта

=120 d x D x B=25×52×15;

C0r=9100H; Cr=16700H.

7.1.7. Отношения Fr/Cor:

— опора 2 — 1672,3/9100=0,18 и по графику при =120 параметр e'=0,44. По формуле

FS2=e'Fr2=0,44*1672,3=736H;

— опора 1 — 1592,6/9100=0,18 и e'=0,44,

FS1=e'Fr1=0,44*1592,6=700,7H;

7.1.8 Допустим, что Fa1=Fs1=700,7H, тогда

Fa2=FS1+FA=700,7+304,5=1005,2H> FS2=736H.

7.1.9 Схема установки подшипников — враспор. Расстояние, а от наружных торцов ПК до точек О по формуле

а=0,5[B+0,5(d+D)tg]=0,5[15+0,5(25+52)tg120 ] = 11,5

принимаем а=12мм. Расчётные данные:

l=44+2B-2a=44+2*15−2*12=50мм

Длина

l2=63,75-B+a=63,75−15+12=60,75 мм.

7.1. 10 Пересчёт реакций опор и нагрузки на подшипники:

а) В плоскости XOZ

=0; Rx1l — 103Ma1+Ftl/2=0;

Rx1= -Ft/2+103Ma1/l=-1499,3/2+ 103*20,57/50= - 338 H;

Rx2=Rx1+Ft=- 338+1499,3=1161,3 Н.

б) В плоскости YOZ

=0; Ry1l+Fr/2=0;

Ry1= - Fr/2= - 545,7/2= - 272,85 H;

Ry2=Ry1=272,85 H;

в) Суммарные реакции опор:

R1=(Rx12+Ry12)½=(3382+272,852)½=434 H;

R2=(Rx22+Ry22)½=(1161,32+272,852)½=1193 H;

г) От силы муфты:

Сила муфты FM на быстроходном валу зубчатой передачи

FM=125TБ½=125*20,57½=567 Н.

Из =0 будем иметь

FM(l+l2)-RM1l=0;

RM1= FM(l+l2)/l=567*(50+60,75)/50=1256 H;

RM2=RM1-FM=1256−567=689 H.

д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):

Fr1=R1+RM1=434+1256=1690 H; Fr2=R2+RM2=1193+689=1882 H.

7.1. 11 Отношение Fa/C0r:

опора 1 — 700,7/9100=0,077. e'=0,39

опора 2 — 1005,2/9100=0,11. e'=0,45

7.1. 12 Отношение Fa/(VFr):

опора 1 — 700,7/(1*1690)=0,41=e=0,41; X=1;Y=0;

опора 2 -1005,2/(1*1882)=0,45< =e=0,45; X=0,45; Y=1,22

7.1. 13. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка:

на опоре 1 RE1=1*1*1690*1,4*1=2366H;

на опоре 2 RE2=(1*0,45*1882+1,22*1005,2)*1,4*1=2902,5H.

Так как RE2> RE1, то подбор подшипников производим по опоре 2.

7.1. 14 Расчётный скорректированный ресурс ПК 36 206:

L10ah=106a23(Cr/RE1)p/(60n)=106*0,75*(16 700/2902,5)3/(60*945)=2520 ч.

Это меньше требуемого ресурса [L10h]=8100 ч., потому подшипники 36 205 для быстроходного вала не годятся.

7.1. 15 Проверяем ресурс роликовых конических подшипников 7205А:

Размеры

d x D x Т=25×52×16,5 мм;

C0r=21000H;

Cr=29200H;

параметр e=0,37; при отношении Fa/(VFr)>e коэффициенты нагрузки X=0,4; Y=1,6. Схема установки ПК- враспор.

7.1. 16 Расстояние, а от наружных торцов ПК до точек О определяют по формуле

а=0,5T+(d+D)e/6=0,5*16,5+(25+52)*0,37/6=13мм;

принимаем а=13 мм.

Расчётные длины:

l=44+2T-2a=44+2*16,5−2*13=51 мм.

l2=63,75-T+a=63,75−16,5+13=60,25 мм

Принимаем l2=60,25 мм.

7.1. 17 Реакции опор и радиальная нагрузка на подшипники:

а) В плоскости XOZ

=0; Rx1l — 103Ma1+Ftl/2=0;

Rx1= -Ft/2+103Ma1/l=-1499,3/2+ 103*20,57/51= - 346 H;

Rx2=Rx1+Ft= - 346+1499,3=1153,3 Н.

б) В плоскости YOZ

=0; Ry1l+Frl/2=0;

Ry1=Fr/2=545,7/2= - 272,85H;

Ry2=Ry1=272,85 H;

в) Суммарные реакции опор:

R1=(Rx12+Ry12)½=(3462+272,852)½=440,6 H;

R2=(Rx22+Ry22)½=(1153,32+272,852)½=1185 H;

г) От силы муфты:

Сила муфты FM на быстроходном валу зубчатой передачи

FM=125TБ½=125*20,57½=567 Н

Из =0 будем иметь

FM(l+l2)-RM1l=0; RM1= FM(l+l2)/l=567*(51+60,25)/51=1236,8H. ;

RM2=RM1-FM=1236,8−567=669,8 H.

д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):

Fr1=R1+RM1=440,6+1236,8=1677,4 H;

Fr2=R2+RM2=1185+669,8=1854,8 H.

7.1. 18 Осевые составляющие

FS=0,83eFr:

опора 1 FS1=0,83*0,37*1677,4=515H;

опора 2 FS2=0,83*0,37*1854,8=569,6H

Допустим, что Fa1=FS1=515H. Тогда из условия равновесия сил на оси вала

Fa2=FS1+FA=515+304,5=819,5H> FS2=569,6H

Следовательно, расчётные осевые силы подшипников равны:

Fa1=515; Fa2=819,5H.

7.1. 19 Отношение Fa/(VFr) при коэффициенте вращения V=1:

опора 1 — 515/1677,4=0,307<e. RE=1*1*1,4*1677,4=2348,4H;

опора 2 — 819,5/1854,8=0,44> e;

RE2 = (1*0,4*1854,8+1,6*819,5)*1,4=2874,4H.

7.1. 20 Расчётный скорректированный ресурс ПК 7205А в часах:

L10ah=106a23(Cr/RE2)p/(60n)=106*0,75*(29 200/2874,4)3/(60*945)=13 867 ч.

Это больше требуемого ресурса [L10h]=8100 ч. Окончательно в качестве опор быстроходного вала назначаем подшипники 7205 ГОСТ 27 365–87.

7.2 Тихоходный вал

Предварительно при эскизном проектировании в качестве опор тихоходного вала были приняты подшипники 207.

Исходные данные:

Частота вращения вала n= мин-1, диаметр вала под подшипниками d=35 мм. Требуемый ресурс подшипников

[L10h]=365*24*kг*kc*h=8100 ч

Схема установки подшипников — враспор. Радиальные силы на опорах

Fr1=R1=724,4H; Fr2=R2=3249H

Осевая сила на опоре 2 — Fa=304,5H. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Рабочая температура 40…500С.

размеры d x D x B=35×72×17 мм; базовая радиальная грузоподъёмность: статическая C0r=13700H; Cr=25500H.

7.2.1 Расчётная осевая нагрузка на опорах: Fa1=0; Fa2=FA=304,5H.

7.2.2 Для опоры 2 отношение

Fa2/C0r=304,5/13 700=0,022

параметр осевого нагружения (интерполяция) e=0,21.

7.2.3 Для опоры 1 Fa1=0 и коэффициенты X=1; Y=0. Для опоры 2 отношение

Fa2/(VFr2)=304,5/(1*3249)=0,1> e=0,29 и X=0,56; Y=1,45.

7.2.4 Эквивалентные радиальные динамические нагрузки RE при коэффициентах КБ=1,4 и КТ=1 соответственно в опорах 1 и 2:

RE1=VXFr1KБКТ=1*1*724,4*1,4*1=1014,2Н.

RE2=VXFr2КБКт=1*1*3249*1,4*1=4548,6Н.

Так как RE2> RE1, то подбор подшипников производим по опоре 2.

7.2.5 Скорректированный ресурс для ПК 207 при а23=0,75, р=3, n=210 мин-1.

L10ah=106a23(Cr/RE1)p/(60n)=106*0,75*(25 500/4548,6)3/(60*210)=10 167 ч.

Это больше требуемого ресурса L10ah=8100 ч., поэтому подшипники 207 для опор подходят.

7.2.6 В целях унификации типов подшипников с быстроходным валом для опор тихоходного вала также принимаем роликовые конические ПК 7207А: размеры d x D x T=35×72×18,5 мм; Сr=48400H; Cor=32500H; параметр e=0,37; при отношении Fa/(VFr)>e коэффициенты нагрузки X=0,4; Y=1,6. Схема установки подшипников — враспор.

7.2.7 Расстояние от наружных торцов ПК до точек О по формуле

а=0,5T+(d+D)e/6=0,5*18,5+(35+72)*0,37/6=15,8 мм

Принимаем а= 16 мм.

Расчётные длины:

l=44+2T-2a=44+2*18,5−2*16=49 мм.

l2=59,75-T+a=59,75−18,5+16=57,25 мм

Принимаем l2=57,25 мм.

7.2.8 Реакции от сил в зацеплении и цепной передаче:

а) в плоскости XOZ

— FBx(l+l2)+Rx2l — Ftl/2+103Ma1=0;

Rx2=FBx(l+l2)/l+Ftl/2−103Ma1/l=1257,66(49+57,25)/49+1499,3/2-

103*20,57/57,25= 3117,4H.

Реакция

Rx1=FBx+Ft-Rx2=1257,66+1499,3 — 3117,4= - 360,4 H

(направлена в противоположную сторону);

б) в плоскости YOZ

; FByl2 + Ry1l — Frl/2=0;

Ry1=Fr/2 — FByl2/l=545,7/2 +274,65*57,25/49=593,7 H;

Ry2= FBy+Fr — Ry1= - 274,65+545,7 — 593,7= - 322,65 H;

в) суммарные реакции опор:

R1=(Rx12+Ry12)½=(360,42+593,72)½=695 H;

R2=(Rx22+Ry22)½=(3117,42+322,652)½=3134 H;

7.2.9 Осевые составляющие

FS=0,83eFr:

опора 1

FS1=0,83*0,37*695=213,4H;

опора 2

FS2=0,83*0,37*3134=962,5H

Допустим, что

Fa1=FS1=213,4H

Тогда из условия равновесия сил на оси вала

Fa2=FS1+FA=213,4+304,5=517,9H< FS2=962,5H

Следовательно, расчётные осевые силы подшипников равны:

Fa1=517,9; Fa2=962,5H.

7.1. 10 Отношение Fa/(VFr) при коэффициенте вращения V=1:

опора 1 — 517,9/695=0,7> e=0,37. RE=1*1*1,4*695=973H;

опора 2 — 962,5/3134=0,307< e; RE2=(1*0,4*3134+1,6*962,5)*1,4=3911H.

7.1. 11 Расчётный скорректированный ресурс ПК 7207А в часах:

L10ah=106a23(Cr/RE2)p/(60n)=106*0,65*(48 400/3911)3/(60*210)= 97 757 ч.

Это больше требуемого ресурса [L10h]=8100ч. Окончательно в качестве опор быстроходного вала назначаем подшипники 7207 ГОСТ 27 365–87.

Проверка условия размещения подшипников и болтов.

После окончательного подбора подшипников необходимо проверить условие размещения подшипников и болтов крепления крышки редуктора к корпусу в пределах межосевого расстояния aW. Зазор между наружными DП кольцами подшипников

=aW — 0,5(DПТ+DПБ)2ТТ1/3,

Где

aW=75 мм;

DПБ=52 мм;

DПТ=72 мм;

=75 — 0,5(52+72)2*89,781/3;

13>9 мм. Условие размещения болтов и подшипников выполняется.

8. Проверочные расчёты валов

На рисунке в соответствии с координатными осями приведены силы, действующие на быстроходный (а) и тихоходный валы, а также эпюры изгибающих и вращающих моментов.

8.1 Расчёт на статическую прочность

Величины изгибающих моментов:

8.1. 1Быстроходный вал

Уточненные значения параметров после окончательного выбора ПК 7205А: а) длины участков вала l=59, l2=60,25 мм; б) реакции опор Rx1=346; Rx2=1153,3; Ry1=Ry2=272,85H. RM1=1236,8; RM2=669,8H; момент Ma1=20,57 Hм.

Горизонтальная плоскость XOZ, сечение А:

Mya=10-3Rx1l/2=10-3*346*51/2=8,82 Hм;

MyA'=Ma1 + MyA=20,57+8,82=29,4 Нм.

Вертикальная плоскость YOZ, сечение А:

MxА=10-3*Ry1l/2=10-3*272,85*51/2=7 Нм

Суммарные изгибающие моменты: сечение А

MA=(MxA2+MyA2)½ = =(29,4 2+7 2)½=30,22 Нм.

Момент от силы FM муфты:

сечение А:

MMA=10-3RM2l/2=10-3*669,8*51/2=17,1 Нм;

сечение В:

MMB=10-3FMl2=10-3*567*60,25=34,2 Нм;

Полные изгибающие моменты:

сечение А:

=MA+MMA=30,22+17,1=47,32 Нм;

сечение В:

=MMB=34,2 Нм;

Опасные сечения: А — под колесом; В — под внутренним кольцом подшипника опоры 1.

8.1.2 Тихоходный вал

а) длины участков вала l=49, l2=57,25 мм;

б) реакции опор Rx1= 3117,4H; Rx2= - 360,4 H (направлена в противоположную сторону);

Ry1=- 322,65 H;

Ry2=593,7 H;

момент Ma2=91,9 Hм.

Горизонтальная плоскость XOZ, сечение А:

MyА=10-3Rx2l/2=10-3*322,65*49/2=8 Hм;

MyA'=Ma1 — MyA=91,9 — 8=83,9 Нм.

сечение В:

MyB=10-3*FBxl2=10-3*1257,66*57,25=72 Нм;

Вертикальная плоскость XOZ, сечение А:

MxА=10-3*Ry2l/2=10-3*593,7*49/2=14,5 Нм;

сечение В:

MxB=10-3*FByl2=10-3*274,65*57,25=15,7 Нм

Суммарные изгибающие моменты:

сечение, А — MA=(MxA2+MyA2)½ =(14,5 2+83,9 2)½=85,2 Нм.

сечение B — MB=(MxB2+MyB2)½ =(15,7 2+72 2)½=74 Нм.

Опасные сечения: А- зубья шестерни; В- под внутренним кольцом подшипника опоры 1.

8.2 Моменты инерции и площади сечений

8.2.1 Быстроходный вал. Сечение, А — зубья шестерни; z1=16; d=27,44; da=30,44 мм; коэффициент смещения x=0.

Момент инерции по формуле

J=d4/64,

где при z1=16 и x=0 =0,955:

J=*0,955*27,444/64=2,658*104 мм4

Момент сопротивления нетто- сечения:

а) на изгиб

WA==2J/da=2*2,658*104/30,44=1746 мм3;

б) на кручение

WКА=2WA=3492 мм3.

Площадь

А=d2/4

где при z1=16 и x=0 =0,955:

А=*0,955*27,442/4=564,8 мм2

8.2.2 Тихоходный вал. Сечение, А — шпоночный паз на диаметре d=35 мм под зубчатым колесом. Шпонка b x h=10×8 мм.

Момент сопротивления нетто — сечения:

а) на изгиб

WA=d3/32-bh (2d-h)2/(16d)=*353/32 — 10*8(2*35−8)2/(16*35)=3660 мм3;

б) на кручение

WKA=d3/16-bh (2d-h)2/(16d)=*353/16−10*8(2*35−8)2/(16*35)=7870 мм3;

Площадь А=d2/4- bh/2=352/4 — 10*8/2=922,2 мм2.

8.2.3 Для обоих валов сечение B — сплошное круглое:

W=d3/32; WK=*d3/16=2W; A=d2/4:

а) быстроходный вал;

d=25 мм;

WB=*253/32=1534 мм3;

WKB=2*1534=3068 мм3;

А=*252/4=491 мм2;

б) тихоходный вал;

d=35;

WB=*353/32=4209 мм3;

WKB=2*4209=8418 мм3;

А=*352/4=962,2 мм2;

8.3 Статические напряжения и коэффициенты запасов прочности

8.3.1 Быстроходный вал

а) максимальная нагрузка при перегрузах с коэффициентом КП=2,2.

Сечение А:

MmaxA=2,2*47,32=104,1;

Tmax=2,2*20,57=45,25Нм;

Fmax=2,2*304,5=669,9Нм;

Сечение В:

MmaxB=2,2*34,2=75,2 Нм;

Tmax=2,2*20,57=45,25 Нм;

Fmax=2,2*304,5=669,9 Нм;

б) максимальные статические напряжения:

— на изгиб

Mmax/W+Fmax/A:

Сечение А

104,1 /1746+669,9/564,8=60,8 Мпа;

Сечение В

75,2/1534 +669,9/491=50,3Мпа;

на кручение

=*Tmax/WK:

сечение А

=*45,25 /3492=12,9 Мпа;

сечение В

=*45,25 /3068=14,7 Мпа;

в) коэффициенты запаса прочности по пределам текучести (сталь 40Х) Т=750 Мпа, Т=450 Мпа:

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой