Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РФ

Федеральное агентство по рыболовству

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Астраханский государственный технический университет"

Дмитровский филиал

Кафедра «Товароведения, холодильных машин и технологии»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по деталям машин и основам конструирования

Студент ___________

Курс _________

Группа _________

Факультет__________

Руководитель проекта_________________

п. Рыбное 201_

Содержание

Техническое задание

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определение допускаемых напряжения для элементов передач

Проектировочный расчёт передачи

Расчёт цепной передачи

Подбор муфты

Уточнённый расчёт элементов редуктора

Выбор подшипников, манжет и уплотнительных шайб

Расчёт шпонок

Расчёт крышек подшипников

Составление расчетных схем валов редуктора, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и вращающих моментов

Список используемой литературы

Техническое задание курсового проекта

Техническое задание: Спроектировать привод машины состоящей из зубчатого цилиндрического косозубого редуктора и цепной передачи.

Начальные данные:

Мощность выходного вала (Рвых)= 3,0 кВт.

Частота вращения выходного вала (nвых)=75 min^-1

Срок службы (ф)=12500 ч.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.

Расчёт КПД привода и подборка двигателя.

Рассчитаем КПД привода (з привода) по формуле :

з привода=з1*з2*з3*…*зn -в общем виде;

з привода = з подш. *з м*з цп*з ба*з зз;

где з зз=0,97 - КПД зубчатого зацепления [1](таб.1.1), з подш. =0,99 - КПД подшипников [1](таб.1.1), з м=0,98- КПД муфты [1](таб.1.1), з цп=0,95- КПД цепной передачи [1](таб.1.1), з ба=0,98- КПД барабана потребителя [1](таб.1.1), з привода = 0,84

Теперь рассчитаем требуемую мощность двигателя (Р тр.)

Ртр=Рвых/з привода =3/0,84=3.6 кВт. [1](стр. 6)

Подборка двигателя по таблице [1]( стр.510.)

Т.к. двигателя нужной мощности в каталоге не представлено был взят двигатель большей мощности . В таблице для выбора дана синхронная частота вращения. Асинхронная написана через дробь в марке двигателя.

И так двигатель 100L4/1410² с синхронной частотой вращения 1400 min^-1 и Р реальная = 12кВт.

В дальнейших расчетах будет использоваться требуемая мощность, а не реальная.

Расчёт передаточных отношений.

Рассчитаем передаточное отношение привода Uпр.

Uпр= Uцп*Uзз.

где Uзз= 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3- передаточное число зубчатого зацепления.(***)

U_цп= Uпр/Uзз= 1,5….3 _- передаточное число цепной передачи [1](таб.1.2)

Рассчитаем

Uпр =n1/n3

где [1](стр.11) n1= 1410 min^-1-частота вращения вала с двигателем, n3-частота вращения выходного вала . Uпр=18.8

Теперь рассчитаем Uцп по указанной выше формуле.

Uзз=6,3 (путём подбора)

Uцп=2,98

Расчёт угловых скоростей и моментов валов.

Общая формула угловой скорости (щ)

щ=рn/30 [c^-1]

где р=3,14, n-частота вращения рассматриваемого вала, 30- переводной коэффициент из минут в секунды.

щ1=(3.14*1410)/30=147.58 с^-1

чтобы рассчитать щ2 нужно рассчитать:

n2= n1/Uзз=1410/6,3=223.8 min^-1

щ2=(3,14*223.8)/30=23.42 c^-1

щ3=(3,14*75)/30=7.85c^-1

Теперь рассчитаем крутящие моменты (Т).

Т=Р/щ [H*м]

Т двиг.= P_тр/щ1=24.3 H*m

Т1=Т_двиг *з м= 23.9*m

T2=T1*з подш²*ззз*Uзз=24.3*0, 99*0, 97²*6, 3=143.13 H*m

T3=T2*зпод*зцп*зба*Uцп = 143.13*0, 99*0, 93*0, 98*2,98= 384.84 H*m

4)Расчёт мощностей на валах.

Р1=Ртр*зм=3.5

Р2=Р1*зподш²*ззз=3.3

Р3=Р2*зцп*зподш*зба=3.0

Результаты данного раздела сведём в таблицу.

вал	Р (.кВт)	n(min-1)	щ(c-1)	T(H*m)	T(H*mm)
двигатель	3,6КВт	1410	147.58	24.3 H*M	24300 H*MM
1	3,5КВт	1410	147.58	23.9 H*M	23900 H*MM
2	3,3КВт	223.8	23.42	143.13 H*M	143130 H*MM
3	3,0КВт	75	7.85	384.84 H*M	384840 H*MM

Определение допускаемых напряжений.

1)Выбор металла и термической обработки.

Шестерня. [1](таб.2.1)

Марка стали:45.

Вид термической обработки: Улучшение.

Средняя твердость (по Бринеллю):280НВ.

Колесо. [1](таб.2.1)

Марка стали:45.

Вид термической обработки: Улучшение.

Средняя твёрдость (по Бринеллю): 200 НВ.

Допускаемое контактное напряжение.

[уH]=уlimв*Kнl/[Sн]

Где уlimв=2НВ+70;Придел контактной выносливости при базовом числе циклов. Kнl =1; коэффициент долговечности. [Sн]=1,1;коэффициент безопасности.

колесо

уlimв=470МПа

[уH]= уlimв*Kнl/[Sн] =470*1/1,1=427,2МПа

шестерня

уlimв=630МПа

[уH]= уlimв*Kнl/[Sн]=630*1/1.1=572,7МПа

Действительное число циклов нагружения.

Колесо.

N_не2=60h₂*L_h

где n₂=223.8;частота вращения второго вала. L_h=ф=12500ч; срок службы привода.

N_не2=60_h2*L_h=60*223.8*12500=167850000

Шестерня.

N_не1=N_не2*U_зз

где U_зз=6,3;передаточное отношение зубчатого зацепления.

N_не1=N_не2*U_зз=167850000*6,3=1057455000

Базовое число циклов - минимальное число циклов, которое должен выдержать материал.

Базовое число циклов при расчете на прочность N_GH [1](стр18)

электродвигатель привод кинематический расчет

N_HG1=30HB_cp^2,4=21000000

N_HG2=30HB_cp^2,4=10000000

Коэффициент долговечности на прочность K_нl=1 если N_не1>N_o1 ;N_не2>N_o2

Условие выполняется.

Коэффициент долговечности на изгиб K_f [1](стр18)

K_f=^qv(N_FG/N_не)

где N_FG=4*10⁶-базовое число циклов при расчёте на изгиб, q=6 для улучшенных зубчатых колёс. K_f1=0,46. K_f2=0,58.Взято из учебника(стр.25)

Допускаемое контактное напряжение для материала. [1](стр 19)

Шестерня.

[у_н1]=(1,8HB+67)*K_нl=]=(2*280+70)*1/1,1 =572,7 МПа

Колесо.

[у_н2]=(1,8HB+67)*K_нl=(2*200+70)*1/1,1=472,2 МПа

Расчёт допускаемого контактного напряжения. [1](стр 19)

[у_н]= 0,45([у_н2]+ [у_н1])=0,45(572,7+472,2)=470,2 МПа

Условие: [у_н]<;=1,23[у_н2]

1,23[у_н2]= 580,8МПа

Условие выполнено.

Допускаемое напряжение изгиба.

[у_f]=уf_limв*K_fl/[S_f]

Где уf_limв=1,8HB, [S_f]=[S_f]'*[S_f]”=1,75. [S_f]'=1,75;Коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала. [S_f]”=1;Коэффициент учитывающий способ получения материала.

K_fl=1

К_f2=0,58

шестерня

уf_limв=1,8HB=1,8*280=504 H/мм²

[у_f]= уf_limв *K_fl= 504*1/1,75=288MПа

колесо.

уf_limв=1,03HB=1,8*200=360 H/мм²

[у_f]= уf_limв *K_f=360*1/1,75=205,7МПа.

Проектный расчёт передачи.

Расчёт межосевого расстояния (а). [1](cтр.21)

а=К_а*(U_зз+1)*³v{Т₂*К_нв/([у]²)*ш_ва*U_зз²}

где К_а=43;Коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи. К_нв=1. ш_ва=0,315;Коэффициент ширины. ш_вd=0,5* ш_ва*(U_зз+1)=1,149 Коэффициент ширины по диаметру.а=117мм

Нормальный модуль зацепления.

m_n=(0,01…0,02)a=2,32…4,64

принимаем 3

Угол наклона суммарное число зубьев.(косозубая шестерня)

в=8…20? [1](стр. 22)

принимаем в=10?

Суммарное число зубьев(Z_s) [1](стр. 22)

Z_s=2*a*cosв/m_n

Z_s=2*117*0,9848/3=75

округлил до цеолго в меньшую сторону.

Действительный угол наклона [1](стр. 22)

в=arcos(Z_s*m_n /2a)= 10,9?

Число зубьев шестерни и колеса. [1](стр. 23)

шестерня

Z1=Zs/(U_зз+1)

Z1=75/6,3+1=10

округление до ближайшего целого числа.

колесо

Z2=Zs-Z1. (Для внешнего зацепления)

Z2=75-10=65

Фактическое передаточное число. [1](стр. 23)

Uф=Z2/Z1

Uф=65/10=6,5

Отклонение от заданного передаточного числа. [1](стр. 23)

?U=|Uф-U|*100/U<4%

?U=|6,39-6,3| *100/6,3=1,4%

Размеры колёс. . [1](стр. 23-24)

Делительный диаметр.

шестерня

d1=Z1*mn/cosв

d1=10*3/0,9819=30,55 мм

колесо

d2=2a-d1

d2=2*117-30,5=203,5мм

Диаметр окружности вершин и впадин зубьев.

шестерня

da1=d1+2mn=30,5+6=36,5 мм

df1=d1-2,5mn=30,5-7,5=23мм

колесо

da2=d2+2mn=203,5+6=209,5 мм

df2=d2-2,5mn=203,5-7,5=196 мм

Ширина колёс

колесо

b2=шba*a

b2=0,315*117=36,8

шестерня

b1=X*b2

где Х=b1/b2=1,06(при b2 св50 до 80)

b1=36,8

Пригодность заготовок колёс. [1](стр. 24)

Dзаг=da+6мм

Сзаг=0,5*b2=0,5*36,8=18,4

Sзаг=8*mn=8*3=24

шестерня

Dзаг= 30,5+6=36,5мм

Колесо

Dзаг= 203,9+6=209,5 мм

Силы в зацеплении. [1](стр. 24)

Окружная сила Ft1=Ft2=2T₂/d₂

Радиальная сила Fr1=Fr2=Ft*tgб/cosв

Осевая сила Fa1=Fa2=Ft*tgв

где угол б=20^о имеет tgб=0,364

Ft=2*143130/203,5=1406,6H

Fr=1406,6*0,364=515H

Fa=1406,6*0,17=239,1H

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. [1](стр. 25-26)

Предварительно определяют степень точности и значение уточняющих коэффициентов.

Степень точности принимают в соответствии с таблицей 2.4(стр25).Окружную скоротсть колеса определяют по формуле:

v=р*d2*n2/60000=3,14*203,6*223,8/60000=2,3м/c

Степень точности для косозубых колёс 9(Передача низкой точности).

Коэффициент Кfa=1 при степени точности 9.

Коэффициент Yв=1-(в/100) где в в градусах.

Условие Yв>;=0,7

Yв=0,891

Коэффициент шbd=b2/d1=1,14

Коэффициент Кfв=1

Kfv=1,4 для (<350HB)

Zv-приведённое число зубьев

Zv=Z/(cos в)³

Zv1=10/0,946=10,5

Коэффициент Y_FS1=4,30

Zv2=65/0,946=68,7

Коэффициент Y_FS2=3,62

Расчёт напряжений изгиба в зубьях колёс. [1](стр. 26-27)

колесо

у_f2=K_fa*K_fв*K_fv*Y_в*Y_FS2*F_t/(b₂*m_n)

у_f2=1*1*1,4*0,891*3,62*1406,6/36,8*3=57,5МПа

уf2<1,1[уf2]

шестерня

у_f1= уf2*Y_FS1/Y_FS2

у_f1=57,5*4,3/3,62=68,3

уf1<1,1[уf1]

Расчёт цепной передачи.

Исходные данные.

Т2=384840Н*мм

n2=223,8 min^-1

Uцп=2,98

Р2=3,3кВт

Z3=29-2*Uцп

Z3=29-5,72=23,28=23

Z4=Z3*Uцп

Z4=23*2,98=68,54=68

Фактическое передаточное отношение

Uф=Z4/Z3

Uф=68/23=2,95

Отклонение от заданного передаточного отношения.

?U=Uбольшее-Uменьшее/Uбольшее

?U=2,91-2,86/2,91=0,01

Предварительный шаг приводной роликовой цепи типа ПР.

ПР- приводная роликовая.

t'=1,28*³v(T2/Z3);предварительный шаг.

t'=1,28*³v(384840/23)=32,7

Марка цепи:

ПР-31,75-8900

где 31,75-реальный предварительный шаг. 8900-разрушительная нагрузка(Q)[10^10H]

Скорость цепи

vц=(Z3*t'*n2)/60

vц=23*32,7*223,8/60*1000=2,8м.с

Окружная сила

Ftц=Р2/vц[Вт/(м/с)]

Ftц=3300/2,8=1178,57Н

Коэффициент нагрузки

Кэ=Кд*Кс*Ки*Крег*Кр

Кд=1,2…1,5=1,25

Кс=1,5

Ки=1,05

Крег=1,25

Кр=1,25

Кэ=(1,25*3)*1,5*1,05=5,9

Допускаемое давление в шарнирах цепи (табл.5.8)

[Pц]=26H/мм^2

Ориентировочное межосевое расстояние цепной передачи.

аор=(30…50)t=ap*t=1471,5

ap=45мм

Число звеньев цепи

lp=2ap*((Z3+Z4)/2)+[|Z4-Z3|/2р]/ap

lp=2*45*45,5+70/45=135,15=1564,159

Уточнение межосевых расстояний (в шагах цепи)

арц=0,25*{lp-0,5*(Z4+Z3)+v([lp-0,5(Z4+Z3)]²-8*((Z4-Z3)/2р)²}

арц=0,25*{1564,159-45,5+v(([1518,659^2)-8*((64-23)/6,28)^2)]=1891,82 шага.

Фактическое межосевое расстояние

а=арц*t'

a=61862,51

Длина цепи.

l=lp*t

l=1564,159*32,7=51148 мм

Диаметры звёзд

Делительный

d3=t/sin(180/Z3) =246,9мм

d4=P3/sin(180/Z4)=71,7мм

Диаметры внешней окружности

D3=t*(K+Kz3-0,31/л)

л=t/dp1

dr1=9,53

K=0,7

Kz3=ctg(180/Z3)

D4= t*(K+Kz4-0,31/л)

Kz4= ctg(180/Z4)

D3=54,6мм

D4=157,6мм

Диаметр окружности впадин.

Dв3=d3-(dp1-0,175v(d3))=244,74мм

Dв4=d4-(dp1-0,175v(d4))=63,65мм

Pц=Ft*Kэ/А

А=dp1*в3

в3=19,05

Pц=1406,*5,9/181,5=45,7

Подбор муфты

Диаметр вала. [1](стр.45)

dв1=³v(16*T1/р*[ф])

[ф]=15МПа

dв1=³v((16*58380)/3,14*15)=20

Диаметр вала двигателя dдв=28мм

В связи с увеличением запаса прочности и стыковки муфты с валом двигателя принимаем dв1=28мм [1](таб.15.1)

Расчёт валов.

Вал 1

dм=28мм

Диаметр вала под подшипник[1](стр.45)

dп1=d+2t=40мм

t=5мм

Диаметр вала под упор подшипника[1](стр.45)

d_бп=dп+3r

r=2,5мм

d_бп=50мм

Зазор между деталями и стенкой корпуса (а) [1](стр.49)

а=³v(L)+3=10мм

Расчёт длины посадочного места под подшипники [1](стр.66)

l_подш1=1,4dп+6

l_подш1=1,4*42+6=64,8мм

l_подш2=B+3…5

l_подш2=25+4=29мм

Длина участка с шестерней.[1](стр.93-94)

Зубья нарезаются фрезой диаметром 80мм

Длина участка захода фрезы lф =20мм

lш=b1+2lф+6=56,76+40+6=102,76мм

Вал 2.

Предварительный диаметр выходного конца d=5…6*³vTт.[1](стр.43)

d=5*³v239=39,8=40

Диаметр выходного конца

dвых=³v[16*10³*Тт/(р*[ф])] где [1](стр.44-45)

[ф] =10…25 при С=³v[16*10³/(р*[ф])]=6…8

dвых=³v[16*10³*239/(3,14*18)]=45,78=36мм

dподш=dвых+2 tцил

dподш=36+8=44мм

Поскольку в каталоге нет подшипников данного диаметра увеличиваем диаметр до 45мм

d_колеса=dподш+3r=45+9=54мм

Длина вала по участкам[1](стр.66)

l вых=1,5*dвых=54мм

l _подш 1=1,4dп

B=25мм Ширина подшипника

l_подш1=1,4*45=63мм

l_подш2= В+3…5 мм=25+5=30мм

Конструирование колёс.

Колесо.

Принимаем колесо вида 2 (выпуск более 100шт. в год) двусторонняя штамповка.[1](стр.86)

d=64мм Диаметр вала под колесо

d_a=454,37мм Внешний диаметр колеса.

b=81,9мм Ширина колеса

l_ступ=b Длина ступицы

Принимаем

R=6мм Радиус закругления заготовки

г=7^о Штамповочный уклон

С=0,5(S+S_ступ)>0,25b Толщина диска

S=2,2m+0,05b=5,5+2,67=8,17мм Ширина торца зубчатого венца

S_ступ=0,5(d_ступ-d) Ширина торца ступицы

d_ступ=(1,5…1,55)d=1,5*64=96 мм(сталь) Внешний диаметр ступицы

S_ступ=0,5(96-64)=16мм

C=0,5(16-8,17)=3,9мм

ѓ=(0,5…0,6)m_n=1,25=2мм Длина фаски

Выбор подшипников, манжет, уплотнительных колец.

По рекомендации руководителя проекта принимаем подшипники шариковые радиально-упорные средней серии на обоих валах.

Схема размещения подшипников враспор с фиксирующей опорой.

Основные геометрические параметры подшипников. [1](таб.19.23)

Вал 1.

d=40мм Диаметр вала подшипника

D=90мм Внешний диаметр подшипника

B=23мм Ширина подшипника

r=2,5мм Фаскпиа подшипника

46309 ГОСТ 831-75

Вал 2.

d=45мм Диаметр вала подшипника

D=100мм Внешний диаметр подшипника

B=25мм Ширина подшипника

r=2,5мм Фаскпиа подшипника

46311 ГОСТ 831-75

Выбор манжет. [1](таб.19.16)

Принимаем манжету из таблицы по выше указанной ссылке.

Принимаем манжету первого типа.

Основные геометрические параметры.

Вал 1

d=40 Диаметр вала подшипника

D=60 Внешний диаметр манжеты

h=10 Ширина манжеты

Манжета 1-40 х 60-3 ГОСТ 8752-79

Вал 2

d=45 Диаметр вала подшипника

D=65 Внешний диаметр манжеты

h=10 Ширина манжеты

Манжета 1-45 х 65-3 ГОСТ 8752-79

Расчёт шпонок.

Шпонка для муфты. [1](таб.12.5),(стр.286)

Так как в нашем редукторе не будет использован конический «носик» вала средний диаметр будет одинаков. Используем цилиндрический конец вала.

dср=dмуфты=28мм

Длина конца вала под муфту

l=42мм [1] (тобл.15.1)

Найдём напряжение смятия шпонки (усм)

усм=2T/dм*(h-t1)*lp <[усм] где

lp=l-b;Рабочая длина шпонки где

l=42 мм Длина участка для шпонки

h=5мм Высота шпонки

t1=3 мм Глубина входа шпонки в вал

b=5мм Ширина шпонки

lp=37мм Рабочая длина

[усм]=140Н/мм²

усм=2*23900/28*(5-3)*37=23,06Н/мм²

Шпонка для колеса[1](таб.12.5) , (стр.286)

Средний диаметр участка со шпонкой.

dcр=d4=45мм

b=12мм Ширина шпонки

h=8мм Высота шпонки

t1=5мм Глубина вхождения шпонки в вал

lp=b2-b=81.9-12=69.9мм Рабочая длина шпонки

усм=2*384840/28*3*37=247.64 Н/мм²

Шпонка влезает

Шпонка под звезду1](таб.12.5) , (стр.286)

d=71мм Диаметр вала под шпонку

l=140мм длина участка под шпонку

b=18мм Ширина шпонки

h=11мм Высота шпонки

t1=7 мм Глубина вхождения шпонки в вал

lp=122мм Рабочая длина шпонки

уcm=2*23900/(28*4*122)=3.49 Н/мм²

Расчёт крышек подшипников.

Вал 1 [1](стр.173-175)

Dф=D+4d Наружний диаметр фланца крышки

D-внешний диаметр подшипников.

D1=72мм

d=10мм Диаметр резьбы винта. [1](cм стр 174)

Dф=112мм

z=6 Число винтов.

д=7мм Толщина крышки над валом

д1=1,2д=8,4мм Толщина фланца крышки

Вал 2. (стр.173-175)

D2=80мм

d=10мм

Dф=120мм

z=6шт

д=7мм

д1=8,4мм

В силу того что крышка имеет толщину которую забирает у выходного конца вала к посадкам под подшипник по длине прибавляем толщину крышки .

Составление расчетных схем валов редуктора, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и вращающих моментов.

Определение реакций опор

Вал 1(Х)

Fм	294
Fa	239,1
Fr	515
l1	61
l2	39
l3	39
d/2	27

?M(x2)=-Fм*l1-Fr*l2-Fa*(d/2)+Rx2*(l2+l3)=0

Rx2= [Fм*l1+Fr*l2+Fa*(d/2)]/ (l2+l3)

Fм=0,25*Ftц [1](стр.348)

Fм=410.44H

Rx2=[410.44*60+231.42*72+120.55*(23.8)] /144=319Н

?M(x1)= -Fм*(l1+l2+l3)+Rx1*(l2+l3)+Fr*l3-Fa*(d/2)=0

Rx1= [Fм*(l1+l2+l3)-Fr*l3-Fa*(d/2)]/(l2+l3)

Rx1=[83731.8-16662.24-4679.15]/144=433.46H

Расчёт моментов по участкам (Х)

0<X1<l1

?Mx1=-Fм*X1

X1=0 ?Mx1=0

X1=l1 ?Mx1=-Fм*l1 ?Mx1=-54178.08+31209.12=-22968.96H*мм

0<X2<l2

?Mx2=-Fм*(l1+X2)+Rx1*X2

X2=0 ?Mx2=-Fм*l1

X21=l2 ?Mx2=-Fм*(l1+)+ Rx1* l2

?Mx2=-54178.08+31209.12+4679.15=-18289.81 Н*мм

0<X3<l3

?Mx2=-Fм*(l1+l2+l3)+ Rx1* (l2+X3)+Fa*X3+Fr*(d/2)

X3=l3 ?Mx3=-Fм*(l1+l2)+ Rx1* l2 +Fа*(d/2)=-83729.76+62418.24+16662+4679.15 =0 Н*мм

X3=0 ?Mx3=-Fм*(l1+l2+X3)+ Rx1* (l2+l3)+Fr*l3+Fа*(d/2)

?Mx3=-410.44*(60+72+72)+ 433.46*(144)+231.42*72+120.55*38=

-83640+62418.24+16662+4580.9=-21.14

Вал 1(У)

Ft	626.04
l2	72
l3	72



?M(y1)=-Ft*l2+Ry2*(l2+l3)

Ry2= Ft*l2/(l2+l3)

Ry2=626.04*72/144=313.02H

?M(y2)=-Ry1*(l2+l3)+Ft*l3

Ry1= Ft*l3/(l2+l3)

Ry1=626.04*72/144=313.02H

Расчёт моментов по участкам

0<Y2<l2

?My2=-Ry1*Y2

Y2=0 ?My2=0

Y2=l2 ?My2=-Ry1*l2 ?My2=-313.02*72=-22537.44 Н*мм

0<Y3<l3

?My3=-Ry1*(l2+Y3)+Ft*Y3

Y3=0 ?My3=-Ry1*l2

Y3=l3 ?My3=-Ry1*(l2+l3)+Ft*l3

?My3=-45074.88+45074.88=0

Расчёт реакций опор

Вал 2.

Fц	1641.79
Fa	120.55
Fr	231.42
l4	74
l5	72
l6	58
d/2	224.185

?M(x4)= Fц*l6-Fr*l5-Fa*(d/2)-Rx3*(l4+l5)

Rx3=[Fц*l6-Fr*l5-Fa*(d/2)]/( l4+l5)

Rx3=23805.52-16662.24-27025.5/146 =252.98 H

?M(Fц)= -Rx3*(l4+l5+l6)+Rx4*l6-Fr*(l5+l6)-Fa*(d/2)

Rx4=[Rx3*(l4+l5+l6)+Fr*(l5+l6)+Fa*(d/2)]/(l6)

Rx4=72007.92+30084.6+27025.5/58=2226.17H

Расчёт моментов по участкам(X)

0<X4<l4

?Mx4=-Rx3*X4

X4=0 ?Mx4=0

X4=l4 ?Mx4= -Rx3*l4 ?Mx4=-352.98*74=-26120.52 Н*мм

0<X5<l5

?Mx5=-Rx3*(l4+X5)-Fa*(d/2)-Fr*X5

X5=0 ?Mx5= -Rx3*l4-Fa*(d/2) ?Mx5=-352.99*74-120.55*224.185=

=-53146.76 Н*мм

X5=l5 ?Mx5= -Rx3*(l4+l5)-Fa*(d/2)-Fr*l5

?Mx5=-51535.08-27025.5-17125.08=-95685.66

0<X6<l6

?Mx6=-Rx3*(l4+l5+X6)-Fa*(d/2)-Fr*(l5+X6)+R4*X6

X6=0 ?Mx5=- Rx3*(l4+l5)-Fa*(d/2)-Fr*l5

?Mx5=-51535.08-27025.5-16662.24= -95222.82

X6=l6 ?Mx6= -Rx3*(l4+l5+l6)-Fa*(d/2)-Fr*(l5+l6)+R4*l6

?Mx6=-72007.92-27025.5-30084.6+129118.02=0

Реакции опоры (У)

Ft	626.04
l4	74
l5	72



?M(y4)=-Ry3*(l4+l5)+Ft*l5

Ry3= Ft*l5/(l4+l5)

Ry3=626.04*72/146=308.73Н

?M(y3)=Ry4*(l4+l5)-Ft*l4

Ry4= Ft*l4/(l4+l5)

Ry4=626.04*74/146=317.307Н

Расчёт моментов на участках(Y)

0<Y4<l4

?My4=-Ry3*Y4 Y4=0 ?My4=0

Y4=l4 ?My4=-Ry3*l4 ?My4=-308.73*74=-22846.02Н*мм

0<Y5<l5

?My5=-Ry3*(l4+Y5)+Ft*Y5

Y5=0 ?My5=-Ry3*l4

Y=l5 ?My5=-Ry3*(l4+l5)+Ft*l5

?My5=-308.73*146+626.04*72=-45074.58+45074.88=0

Уточненный расчёт

Ведущий вал.

Сечениа А-А

у_в=900МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1=0,43у_в

у_-1=387МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

ф_-1=0,58у_-1

ф_-1=216.72Мпа

Коэффициенты

k_у=2.15

k_ф=2.05

Амплитуда и среднее напряжение цикла отнулевого изгиба

ф_v=T₁/2W_кнетто

где полярный момент сопративления (W_кнетто)

W_кнетто=(рd³/16)-[(bt1(d-t1)²)/2d]

W_кнетто=2472.36 мм³

ф_v= 23900/(2*2472.36)=4.83МПа

Коэффициенты

е_у=0,85

е_ф=0,73

ш_ф=0,1

Запас прочности при изгибе

s_ф=216.72/((1,83*4.83)+0,1*4.83)=23.25

Изгибающий момент в сечении А-А

М_гор=F_m*l₁/2=410.44*30=12313.2H*mm

М_вер=0

М_А-А=М_гор+М_вер=12313.2Н*мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_v=М_А-А/W_нетто=12313/1115.8=11.03МПа

W _нетто= (рd³/32)-[(bt1(d-t1)²)/2d

W _нетто= 1115.8мм³

Коэффициент

шу=0.2(стр 164)

КЗП по нормальным напряжениям

s_у=387/[(1.72*10.6)+(0,2*0)]=21.228

Результирующий КЗП

s= (s_у *s_ф)/( s_у²+ s_ф²)^0,5=11.09

Сечение Б-Б и В-В проверять нет необходимости т.к. такой большой запас прочности объясняется тем что диаметр вала был увеличен при конструировании для стыковки с муфтой.

Сечение Б-Б.

у_в=900МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1=0,43у_в

у_-1=387МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

ф_-1=0,58у_-1

ф_-1=216.72Мпа

Коэффициенты

k_у=2.15

k_ф=2.05

Амплитуда и среднее напряжение цикла отнулевого изгиба

ф_v=T₁/2W_кнетто

где полярный момент сопративления (W_кнетто)

W_кнетто=(рd³/16)-[(bt1(d-t1)²)/2d]

W _кнетто=7713,41-618,14=7095,01мм³

ф_v=1,6 МПа

Коэффициенты

е_у=0,88

е_ф=0,77

ш_ф=0,1

s_ф=216/((1,83/27,12)+0,1*27,12)=4,15

Изгибающий момент в сечении А-А

М_гор=Rx3*l₄+ Fr*d/2=78001,41H*mm

М_вер=Ry3*l4 =22846,02 H*mm

М_Б-Б=М_гор+М_вер=100847,44Н*мм

W _нетто= (рd³/32)-[(bt1(d-t1)²)/2d

W _нетто= 32338,305мм³

у_v=М_Б-Б/W_нетто=31,14МПа

Коэффициент

шу=0.2(стр 164)

КЗП по нормальным напряжениям

s_у=387/[1,72*19,77+0]=11,3

Результирующий КЗП

s= (s_у *s_ф)/( s_у²+ s_ф²)^0,5=3,2

Сечение В-В

у_в=900МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1=0,43у_в

у_-1=387МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

ф_-1=0,58у_-1

ф_-1=216,72Мпа

Коэффициенты

k_у=2,15

k_ф=2,05

Амплитуда и среднее напряжение цикла отнулевого изгиба

ф_v=T₁/2W_кнетто

где полярный момент сопративления (W_кнетто)

W_кнетто=(рd³/16)-[(bt1(d-t1)²)/2d]

W_кнетто=11641,25 мм³

ф_v= 23900/(2*11641,25)=1,02МПа

Коэффициенты

е_у=0,88

е_ф=0,77

ш_ф=0,1

Запас прочности при изгибе

s_ф=216,72/1,83*6,14+0,11*6,14=18,3

Изгибающий момент в сечении А-А

М_А-А=Fц*lр=436697,52Н*мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_v=М_А-А/W_нетто=436697,52/5361,25 =81,04МПа

W _нетто= (рd³/32)-[(bt1(d-t1)²)/2d

W _нетто= 5361,25мм³

Коэффициент

шу=0.2(стр 164)

КЗП по нормальным напряжениям

s_у=387/[1,72*19,9+0]=11,3

Результирующий КЗП

s= (s_у *s_ф)/( s_у²+ s_ф²)^0,5=7,1

Проверка долговечности подшипников.

Реакции опоры

R1x=(Fr*l2+Fa*(d/2))/[2*l2]

R1x=(54845,45+12994,54)/127,76=530,99H

R2x= (Fr*l2-Fa*(d/2))/[2*l2]

R1x=(54845,45-12994,54)/127,76=327,57H

R1y=R2y=Ft/2

R1y=1153,53H

Суммарные реакции

Pr1=(R1y²+R1x²)^0,5

Pr1=1269,87H

Pr2=(R1y²+R2x²)^0,5

Pr2=1199,13H

Параметры подшипника.

d=45мм

D=100мм

B=25мм

Cr=37кН

C=61,4кН

Список используемой литературы

1. «Детали машин курсовое проектирование» П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов Москва «Машиностроение» 560 стр.

2. Цепные передачи.

Размещено на Allbest.ru

...