Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство образования и науки Российской Федерации

Серовский металлургический техникум

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине Детали машин

на тему

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

Выполнил:

Студент 3 МиТЕПО

Городилов А.Ю.

2005

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема агрегата и его принцип действия

2. Расчетная часть

2.1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2.2 Выбор материала зубчатых колес. Определение допустимого напряжения

2.3 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.4 Расчет открытой передачи

2.5 Нагрузки валов редуктора

2.6 Разработка чертежей общего вида редуктора

2.7 Расчётная схема валов редуктора

2.8 Проверочный расчёт подшипников

2.9 Выбор муфт

2. 10 Смазывание смазывающего устройства

2. 11 Проверочный расчет шпонок

2. 12 Проверочный расчёт стяжных винтов

2. 13 Проверочный расчет валов

2. 14 Расчет технического уровня редуктора

Список используемой литературы

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надёжность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования. Проектирование — это разработка общей конструкции изделия. Конструирование — это детальная дальнейшая разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию. Проект — это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных эксплутационных и экономических требований. А также кинематические расчеты и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.

Таким образом, достигаются основные цели данного проекта:

-Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;

-Получить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;

-Научиться работать со стандартными, различной инженерной, учебной и справочной литературой (каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД).

В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта

1. Кинематическая схема агрегата и его принцип действия

Цель:

1. изучить и вычертить схему машинного агрегата

2. проанализировать назначение и конструкцию элементов приводного устройства, выбрать место установки машинного агрегата

3. определить ресурс приводного устройства

1. Двигатель 5. Упругая муфта с торообразной оболочкой

2. Ограждение 6. Мешалка

3. Клиноремённая передача 7. Смесь

4. Цилиндрический редуктор 8. Задвижка

I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходного вала редуктора, тихоходного вала редуктора, рабочей машины.

Тема моего курсового проекта «Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке». Этот агрегат состоит из двигателя, упругой муфты, закрытой цилиндрической передачи (1 шестерня, 1 колесо), клиноременной передачи, а также валов. Начиная работать, двигатель передает крутящий момент на ведущий шкив клиноременной передачи. С ведущего шкива, с помощью клинового ремня, крутящий момент передаётся на ведомый шкив. С ведомого шкива крутящий момент передаётся на быстроходный вал одноступенчатого цилиндрического редуктора. Тихоходный вал, с помощью муфты с торообразной обмоткой, передаёт крутящий момент на рабочую машину (мешалку).

Срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определить по формуле:

Lh =365 Lr tc Lc, (1)

где Lr — срок службы привода, лет,

Lc — число смен,

tc — продолжительность смены, ч.

Lh =365*6*8*2=35 040 ч

Из полученного значения Lh следует, вычисть примерно 15% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни (время простоя).

(Lh)=Lh — 15%=35 040*0. 85=29 784 ч

Принимаем Lh=30 000 ч

Таблица 1. Условия эксплуатации машины.

Место установки

Lr

Lc

tc

Lh

Характеристика нагрузки

Режим работы

Завод железобетонных изделий

6 л.

2 см.

8 ч.

29 784 ч.

С легкими толчками

Реверсивный

2 Расчетная часть

2.1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода

Цель:

1. определить номинальную мощность и номинальную частоту вращения

2. определить передаточное число привода и его ступеней

3. рассчитать силовые и кинематические параметры привода

Определяем номинальную мощность и номинальную частоту вращения двигателя

Определим требуемую мощность рабочей машины Ррм, кВт:

Ррм=0, 32щ, (2)

где щ -угловая скорость, рад/с.

щ=n / 30 = 3, 14*65 / 30 = 6, 8

Ррм=0,32*6, 8=2, 2 кВт

Определим общий коэффициент полезного действия привода:

=зпопмпк2пс, (3)

где зп — коэффициенты полезного действия закрытой передачи, зп=0. 97%

оп — коэффициенты полезного действия открытой передачи, оп=0. 97%

пк — коэффициенты полезного действия муфты, пк=0. 9952 %

м — коэффициенты полезного действия подшипников качения, м=0. 98%

пс — коэффициенты полезного действия подшипников скольжения, пс=0. 99%

=0. 97*0,97*0,98*0,9952*0,99=0,90

Определим требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

Рдв= Ррм/, (4)

Рдв=2, 2/0, 90=2, 4 кВт

Рдв= 3 кВт

Выбираем тип двигателя:

Таблица 2. Характеристика двигателя

Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность Рном, кВт:

Частота вращения, об/мин

синхронная

При номинальном режиме nном

1

2

3

4

4АМ112МВ8У3

4AM112МА6У3

4АМ100S4У3

4АМ90L2У3

3,0

3,0

3,0

3,0

750

1000

1500

3000

700

955

1435

2840

Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном:

u1= n ном / nрм=700/65=10,7 (5)

u2= n ном 2 / nрм= 955/65=14, 7

u3= n ном 3 / nрм= 1435/65=22, 1

u4= n ном 4 / nрм= 2840/65=43, 7

Производим разбивку передаточного числа привода.

Первый способ.

uоп1=u1/ uзп=10, 7/4, 5=2,4(5)

u оп2= u2/ uзп =14,7/4,5 = 3,3

u оп3= u3/ uзп = 22,¼, 5=4, 9

u оп4= u4/ uзп =43, 7/4, 5=9, 7

u= nном / nрм

Второй способ.

К2= = =1, 3 (6)

К3= ==1, 5

u зп1=4, 5

u зп2= u зп12=4, 5*1, 3=5, 85

По таблице выбираем u зп2=5 и определяем u оп2= u2/ uзп2 =14,7/5=2, 94

u зп3= u зп2* К3=5*1, 5=7, 5

По таблице выбираем u зп3=7, 1 и определяем u оп3= u3/ uзп3=27, 6/6, 3=4, 38

Первый и четвёртый вариант типов двигателя брать нежелательно. Третий тип двигателя так же не подходит, т.к. u оп2=4, 9, а u зп2=4, 5, а вот второй вариант больше подходит, где u оп=3, 3. Его можно уменьшить до оптимального значения.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала.

nрм= nрм* /100=65*7/100= 4, 55 об/мин (7)

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала.

[nрм]= nрм + nрм= 65+4, 55= 69, 55 об/мин (8)

Uф = nном / [nрм] = 955/69, 55 = 13, 7

Передаточное число открытой передачи.

Uоп = Uф / Uзп = 13, 7 / 4, 5 = 3 (9)

Таким образом, выбираем двигатель 4AM112МА6У3 (Рном = 3 кВт, nном = 955 об/мин). Передаточное число привода U = 15, редуктора Uзп = 4, 5, клиноремённой передачи Uоп =3.

Таблица 3

Тип двигателя 4AM112МА6У3 Рном = 3 кВт, nном = 955 об/мин.

параметр

передача

параметр

вал

Закрытая. редуктор

открытая

двигателя

редуктора

привода рабочей машины

быстроход

тихоход

Передаточное число U

4, 5

3

Расч. мощность на валу, Р кВт

3

2, 88

2, 76

2, 67

Угл. скорость, щ, 1/с

100

33

7, 4

7, 4

КПД

0, 97

0,97

Частота вращения, n об/мин

955

318

70, 4

70, 4

Вращающий момент, Т Н/м

30

86, 43

373, 5

362, 37

Последовательность элементов по схеме:

ДВ — ОП — ЗП — М — РМ

щном. дв= nном / 30 = 3, 14*955 /30 = 100 с-1 (10)

щб = щном. дв / Uоп = 100 / 3 = 33 с-1

щтих = щб / Uзп = 33 / 4,5 = 7, 4 с-1

nб = nном / Uоп = 955 / 3 = 318 об/мин (11)

nт = nб / Uзп = 318 / 4, 5 = 70, 7 об /мин

nрм = nт = 70, 7 об /мин

Рб= Рдвоппк (12)

Рб= 3*0, 97*0, 995 = 2, 88 кВт

Рт= Рбзппк (13)

Рт = 2, 88*0,97*0, 9952=2, 76 кВт

Ррм= Рт м пс=2, 76*0, 98*0, 93=2, 67 кВт (14)

Тдв= Рдв*103/ном (15)

Тдв= 3*103 / 100= 0, 03 кН/м = 30 Н/м

Тб= Тдв uоп пк оп (16)

Тб= 30*3*0, 97*0, 9952 = 86, 43 Н/м

Тт= Тб uзп зп пк (17)

Тт= 86, 43*4, 5*0, 97*0, 9952 = 373,5 Н/м

Трм= Тт м пс (18)

Трм=373, 5*0, 98*0, 99 = 362, 37 Н/м

2.2 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допустимых напряжений.

Цель:

1. выбрать твёрдость, термообработку

2. определить контактные допускаемые напряжения

3. определить допускаемые напряжения на изгиб

a. Выберем материал, одинаковый для шестерни и колёс, но с разными твёрдостями — 40ХН

b. Выберем термообработку — улучшение

c. Выберем твёрдость зубьев: для колеса — НВ2 = 270; для шестерни — НВ1 = 500

d. Определим механические характеристики сталей: -1 = 420 Н/мм2; в = 920 Н/мм2

e. Выберем предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред — диаметр) и колеса (Sпред — толщина обода или диска): Dпред= 200 мм, Sпред=125 мм

Определим коэффициент долговечности для колёс KHL1 и KHL2

KHL1 = 1 (19)

KHL2 = 2 ,

где NHO — число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости, NHO = 25 млн. циклов

N — число циклов перемены напряжения за весь срок службы,

N1 = 573 щб *Lh = 573*33*90*103 = 567*106

N2 = 573 щб *Lh = 127? 2*1

KHL1 = KHL2 = 1, т.к. по решению N NHO, то KHL принимаем равной 1.

Определим допускаемые контактные напряжения но1 и но2, Н/ммІ

но = 1, 8 НВср + 67 = 1, 8*285+67 = 580 Н/мм2 (20)

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

Fo = 1, 03* НВср = 1, 03*285 = 293, 9 Н/мм2 (21)

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев колёс, н

н1 = KHL1но = 580 Н/мм2 (22)

н = 0, 45*580 = 261 Н/мм2

Определим допускаемое напряжение на изгиб, F

KFL1 = 1 KFL2 = 2, (23)

где Nfo = 4*106 — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

N1 = 567*106; N2 = 127? 2*106. Если N Nfo, то KFL = 1

F1 = KFL1 * Fo1 = 293,9 Н/мм2 (24)

Таблица 4

Элемент передачи

Марка стали

Dпред мм

Tepooб

работка

НВ1ср

в

-1

н

F

Sпред мм

НВ2ср

H/ммІ

Шестерня

40ХН

200. 0

125

Улучшение

285

920

420

261

294

Колесо

40ХН

200. 0

125

2.3 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчёт

2.3. 1Определим главный параметр — межосевое расстояние аw, мм

аw=Ка (u+1)3(T2*10і)/(шa2 u2[у]н2)*КНв, мм (25)

где Ка — вспомогательный коэффициент, Ка=43,

шa — коэффициент венца колеса, шa= 0,28…0,36,

u — передаточное число редуктора (см. табл. 3),

Т2 — вращающий момент на тихоходном валу передачи, Н*м, (см. табл. 3)

[у]н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом,

Н*ммІ,

КНв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КНв=1.

аw=43(4, 5+1) *іv (373*103)/(0. 36*4, 52*2612)*1=214, 9

Принимаем аw=230 мм

Определим модуль зацепления m, мм

m?(2*КmT2*10і)/(d2b2F), (26)

где Кm — вспомогательный коэффициент, Кm=5. 8,

d2 — делительный диаметр колеса, мм

d2=(2 аw u)/(u+1), (27)

d2=2*230*4, 5/4, 5+1=376, 45 мм

b2 — ширина венца колеса, мм

b2=ш*аw, (28)

b2=0, 28*230=65мм

F — допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом, Н/ммІ (см. табл. 4)

m?2*5. 8*373*103/376, 45*65*294=0, 56 мм

Принимаем m=2 мм

Определить угол наклона зубьев вmin для косозубых передач

вmin=arcsin 3,5m/ b2, (29)

вmin=arcsin 3,5*2/65=5, 240

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

zУ= (2 аwcosвmin)/m, (30)

zУ=2*230*cos5, 240/2=228

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач

в=arccos (zУ m/2 аw), (31)

в=arcos (228*2/460)=8, 4 0

Определим число зубьев шестерни

z1= zУ/(1+ u), (32)

z1=228/5, 5=41

Определим число зубьев колеса

z2= zУ— z1, (33)

z2=228−41=187

Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Дu от заданного u

uф = z2/ z1, (34)

uф=187/41=4, 56

Дu=(| uф-u|/u)*100%?4%, (35)

Дu=(|4, 5−4, 56|/4, 5)*100%=0, 2%

Определим фактическое межосевое расстояние

аw=(z1+ z2) m/2cosв (36)

аw=228*2/2cos8, 40=231 мм

Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм

Делительный диаметр шестерни, мм

D1= m z1/ cosв (37)

D1= 2*41/cos8, 40=81, 12 мм

Делительный диаметр колеса, мм

D2= m z2/ cosв (38)

D2= 369, 98 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни, мм

Da1= d1+2 m (39)

Da1= 85, 12 мм

Диаметр вершин зубьев колеса, мм

Da2= d2+2 m (40)

Da2= 373, 98 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни, мм

Df1= d1-2,4m (41)

Df1= 76, 32 мм

Диаметр впадин зубьев колеса, мм

Df2= d2-2,4m (42)

Df2= 365, 78 мм

Определим ширину венца шестерни, мм

b1= b2+3 (43)

b1=69 мм

Определим ширину венца колеса, мм

b2= шaw (44)

b2=65 мм

Таблица 5

Параметр

Колесо

Шестерня

Диаметр,

мм

Делительный, D

369, 98

81, 12

вершин зубьев, Da

373, 98

85, 12

Впадин зубьев, Df

365, 78

76, 32

Ширина венца, b, мм

64, 4

68, 4

Межосевое расстояние, аw, мм

231

Модуль зацепления, m, мм

2

Число зубьев, z

187

41

Вид зубьев

косозубая

Угол наклона зубьев, в, 0

8

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:

aw=(d1+d2)/2 (45)

aw=225, 55 мм

Проверим пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс:

Dзаг? Dпред; Сзаг (Sзаг)? Sпред (46)

Диаметр заготовки шестерни, мм

Dзаг = dа1+6 (47)

Dзаг =91, 12 мм? 200

Толщина диска заготовки колеса, мм

Sзаг = b2+4, (48)

Sзаг =69 мм? 125

Проверим контактные напряжения ун, Н/ммІ:

ун = К v[F1(uф+1)/d2b2]KKK? [у]H, (49)

где К — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376,

F1 — окружная сила в зацеплении, Н;

F1=2T2*10і/d2 = 2016 Н (50)

K — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями и зависящий от окружной скорости колёс и степени точности. Для косозубых — K=1. 12

х=щ2d2/2*10і, м/с (51) х= 7,4*369, 98 / 2*10і = 1, 36 м/с

KHх — коэффициент, динамической нагрузки, KHх=1, 01

K = 1

ун = 376 v[2016*(4, 55+1)/369, 98*65]*1. 12*1*1. 01=268, 12 Н/мм2.

н = 261 Н/мм2

Д ун = 268−261 / 261 = 0, 026 = 2, 6%

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса

уF2=YF2 Yв (Ft / b2 m) K K K? [у]F2, Н/ммІ, (52)

уF1= уF2 YF1 / YF2? [у]F1, Н/ммІ, (53)

где m — модуль зацепления, мм;

b2 — ширина зубчатого венца колеса, мм;

Ft — окружная сила в зацеплении, Н;

K — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K=1;

K — коэффициент динамической нагрузки K=1. 04

YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяется для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса

YF1 = 3, 7 YF2 = 3, 63 K = 1

zх2= z2/cosів (54)

zх2=187

zх1= z1/cosів, (55)

zх1= 41

где в — угол наклона зубьев;

[у]F1 и [у]F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/ммІ.

Yв — коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yв=1- в/140є (56)

Yв=0. 94

уF2=3, 63*0. 94*2016/65*2*1*1*1. 04=55 ,

уF1=55*3,7/3,63=56, 5.

Составляем табличный ответ проверочного расчёта

Таблица 6

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечания

Контактные напряжения у, Н/ммІ

261

268

Передача испытывает перегрузку 82, 6%. Допустимая перегрузка 5%

Напряжение изгиба Н/ммІ

[у]F1

56, 5

294

Передача испытывает допустимую недогрузку

[у]F2

55

2.4 Расчет открытой передачи

Цель:

1. Выполнить проектный расчёт открытой передачи

2. Выполнить проверочный расчёт открытой передачи

Расчёт клиноремённой передачи.

Проектный расчёт.

2.4.1 Выбрать сечение ремня. Сечение ремня выбрать в зависимости от номинальной мощности двигателя Рном = 3 кВт и его частоты вращения nном = 955 об/мин. Выбираем ремень нормального сечения «А».

2.4.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв=30 Н/м и выбранного сечения ремня «А»

d1min=112мм

2.4.3 Задаться расчётным диаметром ведущего шкива

d1=112 мм;

2.4.4 Определяем диаметр ведомого шкива, d2 мм;

d2= d1*u (1-Э),(57)

где, u-передаточное число ремённой передачи, u=3;

Э-коэффициент скольжения, Э=0, 01;

d2= 336*0, 99=333,

по стандартному ряду выбираем d2=315мм;

2.4.5 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u?,%, от заданного u, мм;

uф= d2/ d1(1- Э) (58)

uф= 333/112=3

?u = uф-u/u*1003%(59)

?u =(3−3)/3 *100 = 0 (отклонений нет)

2.4.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм;

а?0,55*(d1+d2)+h,

где, h-высота сечения клинового ремня, h=8;

а?0,55*(112+315)+8=242, 85

2.4.7 Определяем расчётную длину ремня L, мм;

L =2а+р/2*(d1+d2)+(d2-d1)2/ 4а (60)

L =2*243+3,14/2*(427)+203/4*243=1198 мм;

По стандартному ряду длина ремня выбирается 1250 мм;

2.4.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине;

а=?[2 L — р (d1+d2)+ v{(2l-р (d1+d2)2)-8*(d2-d1)2}](61)

а=?[2*1250−3. 14*427+ v{(2*1250−3. 14*(427)2}-8*(203)2}]=270 мм

2.4.9 Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива б1, град;

б1=180?-57?* d2-d1/a; б1200(62)

б1=180?-57?*203/270=1370

2.4. 10 Определяем скорость ремня х, м/с;

Допустимая скорость для узкоклинового ремня [х]=40 м/с;

[х]? х =р* d1*n1/60*103 ,(63)

где d1 и n1 диаметр ведущего шкива и его частота вращения

х=3. 14*112*355/60*103=5, 6 м/с

[х]? х

2.4. 11 Определяем частоту пробегов ремня U, с-1;

[U]? U= х/ L (64)

где [U] - допускаемая частота пробегов [U]=30 с-1; соотношение [U]? U условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000−5000 часов.

U=5, 6/1000=0,0056 с-1

2.4. 12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём, [Pn] кВт;

[Pn]= [P0] CрбL*Cz, (65)

где C-поправочные коэффициенты: Cр = 1, Сб = 0, 86, СL = 1, Cz = 0, 9;

[P0] - приведённая мощность, допускаемая одним клиновым ремнём, [P0]=1,05

Cр — для двухсменной работы минус 0, 1

[Pn]=1, 05*0,9*0,89*1*0, 9=0, 75

2.4. 13 Определяем количество клиновых ремней, Z;

Z=Рномn, Z5 (66)

Z=3/1, 08=4

2.4. 14 Определяем силу предварительного натяжения, Fo, Н;

Fo=850* Рном* СL / Z *х* Cр* Сб (67)

Fo=850*3*1 / 4*5, 6*0,89*0,9=142 Н;

2.4. 15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н;

Ft= Рном*103/ х (68)

Ft=3*103/5, 6=535 Н;

2.4. 16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:

F1= Fo+ Ft/2 Z (69)

F2= Fo— Ft/2 Z

F1=142+535/8=208 Н

F2=142−535/8=73, 2 Н

2.4. 17 Определяем силу давления ремней на вал, Fon, Н;

Fon =2* Fo* Z*sin б1 /2 (70)

Fon =2*142*4*sin137/2=1056 Н;

Проверочный расчёт

2.4. 18 Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, уmax, Н/мм2;

уmax1uv? [у] (71)

у1-напряжение растяжения, Н/мм2

у1 = Fo/А + Ft /2А Z. Выбираем, А = 81 (по таблице) (72)

уu-напряжение изгиба, Н/мм2

уu = Еu h/d1, (73)

где Еu — модуль продольной упругости, Еu = 80 мм2

уv-напряжение от центробежных сил, Н/мм2;

уv = Р х2 *10-6, (74)

где Р — плотность ремня, Р = 1300 кг/м3

[у]-допустимое напряжение растяжения ремня,

[у] = 10 Н/мм2

у1 = 142/81 * 535/2*81*4 = 2, 4 Н/мм2

уu = 80 /8*112 = 5, 7 Н/мм2

уv = 1300*5, 6*10-6 = 0, 007 Н/мм2

уmax=2, 4+5,7+0,007=8, 107 Н/мм2

уmax?[у]

Составим табличный ответ;

Таблица 7

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

«А»

Чистота пробегов ремня, U

0,0056 с-1

Сечение ремня

нормальное

Диаметр ведущего шкива, d1

112 мм

Количество ремней, Z

4

Диаметр ведомого шкива, d2

315 мм

Межосевое расстояние

243 мм

Максимальное напряжение, уmax

8, 1 Н/мм2

Длина ремня, L

1250 мм

Предварительное натяжение, Fo

142 Н

Угол обхвата малого шкива, б1

1370

Сила давления ремня на вал,

Fon

1056 Н

2.5 Нагрузки валов редуктора

Цель:

1. Определить силы в зацеплении редукторной передачи

2. Определить консольные силы

3. Построить силовую схему нагружения валов

Определим силы в зацепление закрытых передач

Окружная сила

Ft1=Ft2, Ft2=2T2*10і/dІ (75)

Ft2=2*373,5*10і/370=2018 Н

Радиальная сила

Fr1=Fr2, Fr2=Ft2*tg б/cos в (76)

Fr2=2018*tg 20/cos8=741, 7 Н

Осевая сила

Fа1=Fа2 Fа2=Ft2*tg в (77)

Fа2=2018*tg 8=284 Н

Определим консольные силы

для открытой передачи клиноремённого типа

Fоп=2Fo Z sin б1/2 (78)

Fоп=2*142 *4*sin 137/2=1057 H

Для муфты на тихоходном валу

Fм 2=125*vT2 (79)

Fм2=125*v373, 5=2416 Н

Таблица 8

Параметр

Шестерня

Колесо

Ft, Н

Fr, Н

Fа, Н

2018

741, 7

284

Fм, Н

Fоп, Н

2416

1057

Т, Н/м

86, 43

373, 5

щ, с-1

33

7, 4

2.6 Разработка чертежей общего вида редуктора

Цель:

1. Выбрать материал валов

2. Выбрать допускаемые напряжения на кручение

3. Выполнить проектный расчёт валов на чистое кручение

4. Выбрать тип подшипников

5. Разработать чертёж общего вида редуктора

Выбор материала валов

Выбираем сталь 45 (уv = 780 Н/мм2; ут = 540 Н/мм2; у-1 = 335 Н/мм2)

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Допускаемые напряжения на кручения [фk]:

Для быстроходного вала, [фk]=10 Н/ммІ,

Для тихоходного, [фk]=15 Н/ммІ,

Определим геометрические параметры ступеней быстроходного вала

d1=, (80)

где Mk=Т — крутящий момент, равный вращающему моменту для шестерни, Н*м

d1= =35 мм

d2=d1+2t, (81)

где t = 2, 5 мм

d2=35+5=40мм

L2=1. 5d2 (82)

L2=1. 5*40=60 мм

d3=d2+3. 2r, (83)

где r = 2, 5 мм

d3=40+3. 2*2. 5=48 мм

L3 определяется графически на эскизной компоновке (L3 = 84 мм)

d4=d2 (84)

d4=40 мм

L4=B+c, (85)

где B-ширина подшипника, мм

c- фаска, мм

L4=23+1, 6=24, 6 мм

Определим размеров тихоходного вала

d1= (86)

d1= = 50 мм

L1=(1, 0…1, 5) d1 — под полумуфту (87)

L1=1, 2*50=60 мм

d2=d1+2t (88)

d2=50+2*2, 8=55, 6 мм

Принимаем 55 мм

L2=1. 25d2 (89)

L2=1. 25*55=68, 75 мм

d3=d2+3. 2r (90)

d3=55+3. 2*3=64, 6 мм

L3 определяется графически на эскизной компоновке (L3 = 71 мм)

d4=d2 (91)

d4=55 мм

L4=B+c (92)

где B-ширина подшипника, мм

c- фаска, мм

L4=29+2 = 31 мм

Диаметр ступицы

dст=100, 13 мм

Длина ступицы

Lст=71, 06 мм = 71 мм

d5 = d3 + 3f (93) d5 = 64+3*2 = 70 мм

L5 = 10 мм

Втулка: ширина 40 мм; внутренний диаметр 66 мм; наружный диаметр 76 мм

Выбор подшипников качения

Предварительный выбор для тихоходного и быстроходного валов.

Выбираем подшипник радиальный средней серии для быстроходного вала 308; для тихоходного вала — 311

Таблица 9

Подшипник

d, мм

D, мм

B, мм

r, мм

Cr, кН

Cor, кН

308

40

90

23

2, 5

41

22, 4

311

65

120

29

3

77, 5

41, 5

x = = = 10 мм (94)

y = 4x = 40 мм (95)

f = D/2 +x = 90/2 +10 = 55 мм (96)

l = L-B = lT = LT-B = 149−29 = 120 мм (97)

lб = Lб-В = 137−23 = 114 мм (98)

lоп = l / 2 + f2 — В/2 = 21+60−11, 5 = 69, 5 мм (99)

2.7 Расчетная схема валов редуктора

Цель:

1. Определить радиальные реакции в опорах подшипников быстроходного и тихоходного валов

2. Построить эпюры изгибающих и крутящих моментов

3. Определить суммарные изгибающие моменты

4. Построить схему нагружения подшипников

Определим реакции в опорах

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

1. Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции

Ft1=2018 H

Fa1=284 H

Fr1=741, 74 H

Fon=1057 H

d1=0, 081 м

Lоп=0, 0695 м

lб=0, 144 м

М1=0;

Fr1* lб/2+ Fa1 d1/2-Rby lб+Fon *(Lоп+ lб) =0

Rby = [ Fr1*lб/2 + Fa1 d1/2 + +Fon*(Lоп+ lб)] / lб =

(741, 7 — 0, 072+284*0, 0405+1057*0, 2135) /0, 144 = 2017, 87 Н

М3 = 0

Fon* Lоп — Fr1*lб/2 + Fa1 d1/2 — Rаy = 0

Ray=(Fon* Lоп — Fr1*lб/2 + Fa1 d1/2) / lб

Ray= (1057*0, 0695 — 741, 7*(0, 144/2) +284* (0, 081/2)) / 0, 144 = 219, 17 Н

Проверка

Ray — Fr1 + Rby — Fon = 0

-219, 17 — 741, 7 +2017, 87 — 1057 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

М1 = -Rax*х; 0

М1н = -Rax*0 = 0

М1к = -Rax*0, 072 = -219, 17*0, 072 = -15, 78 Нм

М2 = -Rax*х — Fr1 (х — 0, 072) + Fa1 d1/2; 0,072 0, 144

М2н = -Rax*0,072- Fr1*0+ Fa1 d1/2 = -15, 78+284*0, 0405 = -4, 28 Нм

М2к = -Rax*0, 144- Fr1*0,072+ Fa1 d1/2 = -219,17*0, 144 — 741, 7*0, 072+284*0, 0405= = -73, 46 Нм

М3 = -Rax*х — Fr1 (х — 0, 072) + Fa1 d1/2 + Rby(х — 0, 144); 0,1440, 2135

М3н = -Rax*0,144- Fr1*0, 072+ Fa1 d1/2 + Rby*0 = -73, 46 Нм

М3к = -Rax*0, 2135- Fr1*0, 1415+ Fa1*0, 0405+ Rby*0,0695 = -219, 17*0, 2135 — -741,7*0, 1415+284*0, 0405+ 2017, 87*0,0695 = 0

Горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции

М1=0;

— Ft1*0, 072+Rbх*0,144 = 0

Rbх = (Ft1*0, 072) / 0,144 = 1009 Н

М3 = 0

-Rax*0,144+ Ft1*0,072 = 0

Rax = (Ft1*0, 072) / 0,144 = 1009 Н

Проверка

у = 0

Rax— Ft1+Rbх =1009 -2018+ 1009 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M1= -Rax*х; 0

М1н = -Rax*0 = 0

М1к = -1009*0,072 = -72, 65 Нм

М2 = -Rax*х+ Ft1(х — 0, 072); 0,072 0, 144

М2н = -Rax*0,072+ Ft1(0) = -72, 65 Нм

М2к = -Rax*0, 144+ Ft1(0, 144−0, 072) = -1009*0, 144+2018*0,072 = 0

Строим эпюру крутящих моментов

Мк = Мz = Ft1 d1 / 2 = 2018*0, 081 /2 = 81, 73 Нм

Определяем суммарные реакции в подшипниках

Ra=R2ау+R2ах;

Ra=219, 172+10092=1032, 53 Н

Rb=R2bx+R2by.

Rb=10092+2017, 872=2256, 08 Н

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении, Н*м:

М22x22z2.

М2=(15, 782)+(72, 65)2=74, 34 Н

М3 = 32 = 2 = 73, 46 Нм

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

1. Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции

Ft2=2018 H М2 = 0

Fa2=284 H Fr2* lT / 2- RDy* lT + Fa2 d2/2 = 0

Fr2=741, 7 H RDy = (Fa2 d2/2 + Fr2* lT / 2) / 2 =

d2=0, 37 м = [284* (0, 37/2) +741, 7* (0, 150/2)] / 0, 150 =

Fm=2416 Н = 721, 1 Н

lT = 0, 150 м

lм = 0, 086 м

М4 = 0

— Fr2* lT / 2+Rсу* lT+

+ Fa2 d2/2 = 0

Rсу = (Fr2* lT / 2 — Fa2 d2/2)/ / lT = (741, 7*0, 075−284*0, 185) / 0, 150 =

= 20, 6 Н

Проверка.

у = 0

Rсу — Fr2 + RDy = 0

20, 6 — 741, 7+721, 10 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

М1 = -RDy*х;

00, 075

М1н = -RDy*0 = 0

М1к =-RDy*0, 075 = -721, 1*0, 075 = -54, 08 Нм

М2 = -RDy*х+ Fr2*(х-0, 075)+ Fa2 d2/2; 0, 0750, 150

М2н = -RDy*0, 075+ Fr2*0+ Fa2 (0, 37*2) = -54, 08+0+284* (0, 37*2) = -1, 54 Нм

М2к = -RDy*0, 150+ Fr2* 0, 075+ Fa2 (0, 37*2) = -108, 17+55, 63+52,54 = 0

2. Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

М2 = 0

— Fm* lм — Ft2* lT / 2 + RDх* lT = 0

RDх = (Ft2* lT / 2 + Fm* lм) / lT = (2018 — 0, 075+2416* 0, 236) / 0, 150 = 2394, 2 Н

М4 = 0

Ft2* lT / 2 + Rсх* lT — Fm* (lм + lT) = 0

Rсх = (-Ft2* lT / 2+ Fm* (lм + lT)) / lT = (-2018*0, 075+2416*0, 236) /0, 150 = =2792,2Н

Проверка

х=0

Fm — Rсх — Ft2 + RDх =2416−2792, 2 — 2018+2394, 2 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

М1 = RDх*х; 00, 075

М1н = RDх*0 = 0

М1к = RDх* 0, 075 = 2394, 2*0, 075 = 179, 57 Нм

М2 = RDх*х — Ft2 (х- 0, 075); 0, 0750, 150

М2н = RDх *0, 075 — Ft2*0 = 179, 57 Нм

М2к = RDх*0, 150 — Ft2* 0, 075 = 2394, 2*0, 150 — 741, 7*0, 075 = 303, 5 Нм

М3 = RDх*х — Ft2 (х- 0, 075) — Rсх (х-0, 150); 0, 150 0, 236

М3н = RDх* 0, 150 — Ft2* 0, 075 — 0 = 303, 5 Нм

М3к = RDх* 0, 236- Ft2* 0, 161 — Rсх* 0, 086 = 2394, 2*0, 236 — 2018*0, 161 — 2792, 2*0, 086 = 0

Строим эпюру крутящих моментов

Мк = Мz = Ft2 d2 / 2 = 2018*0, 37 / 2 = 373, 33 Нм

Определяем суммарные радиальные реакции

Rс = = = 2792, 28 Н

RD = = = 2500, 44 Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

М32x32y3 = 54, 022+179, 572= 187, 52 Нм

М2у2 = 303, 5 Нм

2.8 Проверочный расчет подшипников

Цель:

1. Определить эквивалентную динамическую нагрузку подшипников

2. Проверить подшипники по динамической грузоподъёмности

3. Определить расчётную долговечность подшипников

Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника Ср представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h, составляющую 106 оборотов внутреннего кольца.

2.9 Расчётная динамическая грузоподъёмность

Crp = RE 60*n*(Lh/ a1 a23 *106), (100)

где RE — эквивалентная динамическая нагрузка, Н

Lh — требуемая долговечность подшипника Lh = 20*103

RE = VRrKбKт при Ra/VRr e, (101)

RE =(ХRr V+ VRa) KбКт при Ra/VRr e (102)

где m — показатель степени, для шариковых подшипников m = 3;

a1 — коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников, a1 = 1;

a23 — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, для шариковых подшипников a23 =0, 7… 0,8; n — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин. (см. табл. 3).

Пример№ 1.

Проверить пригодность подшипника 311 тихоходного вала цилиндрического косозубого редуктора, работающего с легкими толчками. Частота вращения внутреннего кольца n= 70, 7 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа = 284 Н. Реакции в подшипниках R1 = 2792, 28 Н; R2 =2500, 44 Н. Характеристики подшипников: Cr = 71 500 H, Cor = 41 500 H, X=0, 56, V=1, Kб = 1,2, KT = 1, a1 = 1, a23 = 0,7, Lh = 20 000. Подшипники устанавливаются враспор

a) Определить отношение Ra/VRr = 284 / 1*2792, 28 = 0, 101. Fа = Rа

b) Определить отношение Ra/ Cor = 284/41 500 = 0, 006

c) Далее находим e = 0, 19 Y=2, 30

d) По соотношению Ra/VRr e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

RE = VRrKбKт = 1*2792, 28*1,2*1 = 3350, 74 Н

e) Определяем динамическую грузоподъёмность

Crp = RE 60*n*(Lh/ a1 a23 *106) = 3350, 7460*70, 7* 20 000/ 1*0, 7*106 = 16 573 Н Cr

Подшипник пригоден.

f) Определяем долговечность подшипника.

L10h = а1а23 106/60n (Cr / RE)3 = 1*0, 7*106 / 60*70, 7* (71 500/3350, 74)3 = 1 603 331 Lh

Пример№ 2

Проверить пригодность подшипника 308 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с легкими толчками. Частота вращения внутреннего кольца n= 318 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа = 284 Н. Реакции в подшипниках R1 = 1032, 53 Н; R2 =2256, 08 Н. Характеристики подшипников: Cr = 41 000 H, Cor = 22 400 H, X=0, 56, V=1, Kб = 1,2, KT = 1, a1 = 1, a23 = 0,7, Lh = 20 000.

a) Определить отношение Ra/VRr = 284 / 1*2256, 08 = 0, 12. Fа = Rа

b) Определить отношение Ra/ Cor = 284/22 400 = 0, 01

c) Далее находим e = 0, 19 Y=2, 30

d) По соотношению Ra/VRr e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

RE = VRrKбKт = 1*2256, 08*1,2*1 = 2707, 29 Н

e) Определяем динамическую грузоподъёмность

Crp = RE 60*n*(Lh/ a1 a23 *106) = 2707, 2960*318* 20 000/ 1*0, 7*106 = 22 115 Н Cr

Подшипник пригоден.

g) Определяем долговечность подшипника.

L10h = а1а23 106/60n (Cr / RE)3 = 1*0, 7*106 / 60*70, 7* (41 000/2707, 89)3 = 127 428 Lh

Таблица 10. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал

Подшипник

Размеры

d*D*B

Дин. грузоп.

Долговечность

Принят

предварительно

Принят

окончательно

Cгр,

Н

Cr,

Н

L10h,

ч

Lh,

ч

Б

308

308

40*90*23

22 115

41 000

127 428

20 000

Т

311

311

55*120*29

16 573

71 500

1 603 331

20 000

Выбор муфт

Основной характеристикой для выбора муфт является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленный стандартом.

Тр = КрТ2 Т, (103)

где Тр — расчётный момент

Т2 — момент на тихоходном валу, Т2 = 373, 5 Нм

Т — номинальный момент

Кр — коэффициент режима нагрузки, Кр = 2

Тр =2*373, 5 = 743 Нм

Т = 800 Нм

ТрТ

Выбираем муфту с торообразной оболочкой, где Т = 800 Нм. Угловая скорость щ, с-1 не более 170 с-1. Материал полумуфт — сталь ст3 (ГОСТ 380−88); материал упругой оболочки — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2

2. 10 Смазывание смазывающего устройства

a) Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшение износа, отводов тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

a) Способ смазывания зубчатого зацепления:

Для смазывания редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12, 5 м/с

b) Выбор сорта масла:

При расчётном контактном напряжении в зубьях ун =268 Н/мм2 и фактической окружной скорости колёс = 1, 36 м/с выбираем масло И-Г-А-68,

где И — масло индустриальное

Г — для гидравлических систем

А — масло без присадок

68 — класс кинематической вязкости

Кинематическая вязкость при 400С, мм2/с (сСт) = 61…75

c) Определение количества масла:

Для одноступенчатого редуктора при смазывании окунанием объём масляной ванны определяем из расчёта 0, 4…0, 8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Отсюда следует, что для редуктора мощностью Р=2, 75 кВт объём масла равен от 1, 1 до 2, 2 л. Для крупного редуктора примем 1, 1 л

d) Определение уровня масла:

В цилиндрическом редукторе при окунании в масляную ванну колеса m0,25d2, (104)

где m — модуль зацепления

hm = (0, 1…0, 5) d1 при этом hmin = 2, 2 m (105)

hm = 0, 5*81 = 40, 5 мм

2 92, 5

Для данного редуктора уровень масла составляет y+hm = 40 мм+40, 5 мм = 80, 5 мм

e) Контроль уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора контролируем с помощью жезлового указателя, установленным в крышке редуктора

f) Слив масла

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этих целей установлено сливное отверстие с пробкой и цилиндрической резьбой.

g) Отдушины

При длительной работе связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стенки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой. Для этого устанавливаем ручку-отдушину.

2. 11 Смазывание подшипников

В данном редукторе я применил смазывание пластичными материалами, т.к. окружная скорость 2 м/с. Полость подшипника, смазываемая пластичными материалами, закрыта с внутренней стороны подшипникого узла резиновым манжетом. Для подшипников принимаем пластичную смазку типа солидол жировой (ГОСТ 1033−79), консталин жировой УТ — 1 (ГОСТ 1957−73).

2. 12 Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектированном редукторе, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала — под колесом и полумуфтой, и одна шпонка на быстроходном валу под элементом открытой передачи.

Условие прочности шпонок.

усм = Ft/Acм, (106)

где Ft — окружная сила на тихоходном валу

Acм = (0, 94h — t1)lp — площадь смятия. Здесь lp = l — b — рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами (l -полная длина шпонки, определённая по конструктивной компоновки), b, h, t1 — стандартные размеры.

см] - допустимое напряжение на смятие

см] = 110/2 = 55 Н/мм2 — для чугунной ступицы

Условие прочности шпонок на тихоходном валу.

Под колесо выбираем шпонку длиной l = 56 мм, сечением шпонки b = 20 мм, h = 12 мм. Глубина паза ступицы t2 = 4, 9 мм lp =56−20 = 36 мм

Acм =(0, 94*12 — 4, 9)*36 = 229, 68

усм =2018/229, 68 = 8, 78 Н/мм2

усмсм]

Под полумуфту выбираем шпонку длиной l =36 мм, сечением b =14 мм, h = 9 мм. Глубина паза ступицы t1 = 5, 5 мм lp =36 — 9 = 27 мм

см] = 110 — 20% = 88 Н/мм2

Acм = (0, 94*9 — 5, 5)*27 = 79, 92

усм =2018/79, 92 = 25, 25 Н/мм2

усмсм]

Условие прочности шпонки на быстроходном валу.

Под элемент открытой передачи (шкив) выбираем шпонку длиной l =22 мм, сечением b =10 мм, h = 8 мм. Глубина паза ступицы t1 = 5 мм lp =22−10 = 12 мм

Acм = (0, 94*8 — 5)*12 = 30, 24

усм =2018 / 30, 24 = 66, 74 Н/мм2

усмсм]

см] =88 Н/мм2

2. 13 Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов

Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала цилиндрического редуктора.

Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника Rс = 2792, 28 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 из стали 30

Определяем силу, приходящуюся на один винт

FB = Rс/2 (107)

FB =2792, 28/2 = 1396, 14 Н

Принимаем Кз =1, 5 (постоянная нагрузка), Х=0, 45 (для металлических деталей с упругими прокладками)

Определяем механические характеристики материала винтов:

предел прочности ув = 500 Н/мм2

предел текучести ут = 300 Н/мм2

допустимое напряжение [у] = 0, 25 ут =0, 25*300 = 75 Н/мм2

Определяем расчётную силу затяжки винтов:

Fр = [Кз(1-x)+x] FB = [1, 5(1−0, 45)+0, 45]*1396, 14 = 1780, 08 Н

Определяем площадь опасного сечения винта

А = dР2 / 4 = (d2 — 0, 94 Р)2 / 4, (108)

где dР ~ d2 — 0, 94 Р — расчётный диаметр винта

d2 — наружный диаметр винта, d2 = 12 мм

Р — шаг резьбы, Р = 1, 75 мм

А = 3, 14(12 — 0, 94*1, 75)2 / 4 = 84, 2 мм2

Определяем эквивалентные напряжения

уэкв = 1, 3 Fр / А (109)

уэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [у]

27, 48 75

Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора.

Rу — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 из стали 30.

Определяем силу, приходящуюся на один винт

Fв = Rу / 2 (110)

Fв = 2256, 08 / 2 = 1128, 04Н

Принимаем Кз =1, 5 (постоянная нагрузка), Х=0, 45 (для металлических деталей с упругими прокладками).

Определяем механические характеристики материала винтов:

предел прочности ув = 500 Н/мм2

предел текучести ут = 300 Н/мм2

допустимое напряжение [у] = 0, 25 ут =0, 25*300 = 75 Н/мм2

Определяем расчётную силу затяжки винтов:

Fр = [Кз(1-x)+x] FB = [1, 5(1−0, 45)+0, 45]*1128, 04 = 1438, 25 Н

Определяем площадь опасного сечения винта

А = dР2 / 4 = (d2 — 0, 94 Р)2 / 4,

А = 3, 14(12 — 0, 94*1, 75)2 / 4 = 84, 2 мм2

Определяем эквивалентные напряжения

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой