Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Реферат

Введение

1. Определение основных параметров элементов привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение нагрузочно-кинематических параметров рабочего органа

1.2 Определение нагрузочно-кинематических параметров электродвигателя

1.3 Определение серии и конструктивного исполнения электродвигателя

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Определение передаточного числа редуктора и его распределение между ступенями

1.6 Выбор типа передач

2. Входные данные для расчета передач привода

3. Проектирование передач привода

3.1 Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи z1-z2

3.2 Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z3-z4

4. Проектирование валов редуктора

4.1 Проектировочный расчет валов

4.2 Выбор подшипников

5. Проверочные расчеты

5.1 Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z1-z2

5.2 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z3-z4

5.3 Проверочный расчет валов редуктора

5.4 Расчет подшипников на долговечность

5.5 Расчет соединений, передающих крутящий момент

6. Выбор и расчет муфт

6.1 Выбор муфты входного вала

6.2 Выбор муфты выходного вала

7. Конструирование и расчет элементов корпуса

7.1 Конструирование основных элементов

7.2 Конструирование вспомогательных элементов

8. Выбор смазки

Выводы

Перечень ссылок

муфта электродвигатель редуктор смазка



Реферат

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» содержит: страниц, 12 таблиц, 11 рисунков, 9 источников.

Объект исследования: привод к цепному конвейеру.

Цель работы: спроектировать редуктор привода к цепному конвейеру. Основные технико-эксплуатационные характеристики привода приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Технико-эксплуатационные характеристики привода

Показатели	Значение
Электродвигатель
- тип	4A160S4У3
- мощность, кВт	15
Частота вращения входного вала, об/мин	1465
Частота вращения выходного вала, об/мин	73,85
Масса редуктора, кг	108
Габариты редуктора	813486507
Габариты редуктора с электродвигателем
Способы смазки передач и подшипников	окунанием и разбрызгиванием
Сорт масла	И-40А
Объем масла, л	8
Периодичность смены смазки	раз в 6 месяцев
Срок службы редуктора, ч	7000

В курсовом проекте проведен расчет входных данных для проектирования редуктора: передаточных чисел, частот вращения, мощности, вращающих моментов для всех валов редуктора.

Проведены проектировочные расчеты передач, валов, подшипников, шпоночных соединений. Кроме того, приведены проверочные расчеты передач редуктора и валов. Выбраны стандартизованные детали, тип смазки элементов привода.

Разработаны: сборочный чертеж редуктора в трех проекциях и рабочие чертежи деталей.

ПРИВОД, РЕДУКТОР, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, МУФТА, ВАЛ,

ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО ЗУБЧАТОЕ, МОДУЛЬ, СМАЗКА



Введение

В курсовом проекте выполнен расчет и проектирование редуктора двухступенчатого цилиндрического. Для выполнения указанных в техническом задании условий по входным данным выбран электродвигатель, спроектирован редуктор. Разработаны чертежи: сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей редуктора.

Выполнен выбор и проверка подшипников качения, в которых установлены валы редуктора. Рассчитаны конструктивные элементы корпуса. Разработана спецификация на редуктор.



1. Определение основных параметров элементов привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение нагрузочно-кинематических параметров рабочего органа

К нагрузочно-кинематическим параметрам рабочего органа привода относятся:

- крутящий момент , [Н·м];

- мощность , [кВт];

- угловая скорость , [].

Кинематическая схема привода машины показана на рис.1.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера

Заданы следующие входные данные:

=20 кН - тяговое усилие;

=0,8 м/с - скорость цепи;

=65 мм - шаг цепи;

=10 - число зубьев звездочки.

Вычисляем нагрузочно-кинематические параметры рабочего органа

= 0,21 м;

= 7,62 ;

== =2100 Н·м;

= =2100·7,62=16 кВт.

1.2 Определение нагрузочно-кинематических параметров электродвигателя

Для определения нагрузочно-кинематических параметров электродвигателя нужно знать передаточное число и общий коэффициент полезного действия привода

Определяем диапазон возможных значений передаточного числа привода по формуле

,

где k - число ступеней привода.

= = (2...6)·(2...6) = (4...36)

где - диапазон оптимальных передаточных чисел для передачи 1-2, для цилиндрической передачи =(2...6);

- диапазон оптимальных передаточных чисел для передачи 3-4, для цилиндрической передачи =(2...6);

Соответственно, диапазон возможных значений угловых скоростей ротора электродвигателя имеет значение

= = 7,62·(4...36) = (30,5...274,3)

Соответственный диапазон частоты вращения ротора электродвигателя:

= = (291...2620) об/мин.

Коэффициент полезного действия привода определяем по формуле:

,

где m - количество элементов привода, в которых имеют место потери механической энергии.

= ,

где - кпд компенсирующей муфты, =0,98;

- кпд подшипников качения, =0,99;

- кпд цилиндрической зубчатой передачи в закрытом исполнении, =0,98;

- кпд цилиндрической зубчатой передачи в закрытом исполнении, =0,98;

= 0,98·0,99·0,98·0,99·0,98·0,99·0,98·0,99= 0,886

Соответствующее значение максимальной мощности на валу электродвигателя составляет

= 18,06 кВт.

1.3 Определение серии и конструктивного исполнения электродвигателя

В качестве электродвигателя для привода машины применим промышленный трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором. Такие двигатели имеют наиболее простую конструкцию, наименьшую стоимость и минимальные требования к обслуживанию по сравнению с другими электродвигателями.

Принимаем серию 4А общего применения с чугунным корпусом (ГОСТ 19523-81) для климатических условий типа У (нормальные - сухое, чистое, отапливаемое помещение) категории 3.

Конструктивное исполнение электродвигателя принимаем следующее: с креплением на лапах.

1.4 Выбор электродвигателя

Т.к. нагрузка на привод во время эксплуатации изменяется, выполнять выбор электродвигателя по максимальной мощности не целесообразно. Поэтому, на основе нагрузочной диаграммы (см. рис.2) определяем среднеквадратичную мощность на валу электродвигателя, т.е. такую условную статическую мощность, при которой нагрев электродвигателя будет таким же, как и в случае работы с переменной нагрузкой:

= ,

где - коэффициент приведения эксплуатационного нагружения к эквивалентной тепловой мощности двигателя.

Рисунок 2 - Диаграмма нагружения привода

Определяем значение коэффициента по формуле:

,



где и - значения в относительных единицах, заданы графиком изменения нагрузки (см. задание);

= 0,86

Соответственно, значение среднеквадратичной мощности на валу электродвигателя составит

= 18,06·0,86 = 15,53 кВт.

В соответствии со следующими факторами определяем возможные к применению электродвигатели.

С учетом условной эксплуатации привода и соблюдением условий:

- (0,9...1,0) - допускается перегрузка электродвигателя до 10%;

- - условие пуска электродвигателя под нагрузкой,

где - соотношение пускового и номинального моментов электродвигателя;

- номинальная частота электродвигателя должна попадать в диапазон .

Таблица 2 - Параметры возможных к применению электродвигателей

Типоразмер	Мощность , кВт	Частота вращения , об/мин		Масса, кг
4А160S4У3	15	1465	1,4	135
4А160M4У3	18,5	1465	1,4	160
4А180M6У3	18,5	975	1,2	195
4А200M8У3	18,5	735	1,2	270

Принимаем электродвигатель с минимальной массой (относительной себестоимостью) 4А160S4У3.

1.5 Определение передаточного числа редуктора и его распределение между ступенями

Угловая скорость вращения вала ротора электродвигателя

= = 153,34 .

Передаточное число привода

= = 20,12.

Передаточное число редуктора

=20,12

Для цилиндрических горизонтальных редукторов

= 0,94 = 0,94 = 6,96

Принимаем =6,3



= == 3,19

Принимаем =3,15

Тогда = = = 6,3·3,15 = 19,85

= ·100% = 1,4 % < =4%,

следовательно, расчет выполнен удовлетворительно.

1.6 Выбор типа передач

Ступень 1 - цилиндрическая косозубая (согласно задания)

Ступень 2 - цилиндрическая прямозубая (согласно задания), не смотря на то что, между редуктором и электродвигателем находится муфта и при этом рекомендуется устанавливать косозубую передачу



2. Входные данные для расчета передач привода

Определяем время эксплуатации привода по формуле:

, [час]

где= 41 - средняя длительность рабочей недели (часов);

- количество смен за сутки, =2;

=50 - среднее количество недель за год;

- коэффициент использования привода в течение смены, =0,72;

- длительность эксплуатации, =3 года;

= 41·2·50·0,72·3 9000 часов.

Режим работы привода принимается нереверсивным.

Определяем нагрузочно-кинематические параметры на соответствующих валах

Вал д (вал электродвигателя)

=18,06 кВт;

=153,34 ;

=1465 об/мин;

= 117,78 Н·м.

Вал I (быстроходный вал)

= 18,06·0,98·0,99 = 17,52 кВт;

==153,34 ;

==1465 об/мин;

= 114,26 Н·м.

Вал II (промежуточный вал)

= 17,52·0,98·0,99 = 17 кВт;

= = = 24,34 ;

= = 232,55 об/мин;

= 698,44 Н·м.

Вал III (тихоходный вал)

= 17·0,98·0,99 = 16,49 кВт;

= = = 7,73 ;

= = 73,85 об/мин;

= 2133,25 Н·м.

Вал IV (вал рабочего органа)

= = 16,49·0,98·0,99 = 16 кВт;

= = 7,73 ;

= = 73,85 об/мин;

= = 2069,86 Н·м.

Выполняем проверку правильности расчетов нагрузочно-кинематических параметров привода:

=16 кВт; =7,62 ; =2100 Н·м

Согласно выполненным расчетам:

=16 кВт; =7,73 ; =2069,86 Н·м

Сравнение показывает значительное схождение результатов, что свидетельствует о правильности выполненных расчетов.

Таблица 3 - Результаты расчета входных данных для расчетов передач привода

Ступень	быстроходная	выходная
Тип передачи	Цилиндрическая косозубая	Цилиндрическая прямозубая
Передаточное число	6,3	3,15
Режим работы привода	нереверсивный

Таблица 4 - Нагрузочно-кинематические параметры привода

Вал	Мощность, кВт	Угловая скорость,	Частота вращения, об/мин	Вращающий момент, Н·м
д	18,06	153,34	1465	117,78
I	17,52	153,34	1465	114,26
II	17	24,34	232,55	698,44
III	16,49	7,73	73,85	2133,25
IV	16	7,73	73,85	2069,86

Таблица 5 - Техническая характеристика электродвигателя

Тип двигателя	Мощность , кВт	Синхронная частота вращения , об/мин	Частота вращения , об/мин	Диаметр вала , мм
4A160S4У3	15	1500	1465	44	1,4



Таблица 6 - Основные размеры электродвигателя, мм

Габаритные размеры	Установочные и присоединительные размеры
624	430	358	110	178	108	44	15	254	160

Рисунок 3 - Эскиз электродвигателя



3. Проектирование передач привода

3.1 Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи z1-z2

Входные данные:

- частота вращения шестерни =1465 об/мин;

- номинальный вращающий момент на шестерне =114260 Н·мм;

- частота вращения колеса =232,55 об/мин;

- номинальный вращающий момент на колесе =705110 Н·мм;

- передаточное число =6,3.

Назначение уровня твердости и вида термической обработки зубчатых колес

В соответствии с предъявляемыми требованиями принимаем: вид термической обработки - закалка ТВЧ; твердость поверхности зуба HRC50...55; предел изгибной прочности =600...700 МПа.

Приближенное определение модуля передачи

Значение модуля определяем из условия обеспечения изгибной прочности зубьев при усредненных параметрах передачи:

,

где - предварительные допускаемые напряжения при расчете зубьев на изгибную прочность,

, для нереверсивных передач.

Принимаем =650 МПа.

= 650/2 = 325 МПа.

= 1,98 мм.

Принимаем =2 мм.

Выбор материала зубчатых колес, определение допустимых напряжений

Для выбора марки стали необходимо иметь следующую дополнительную информацию.

Предварительно определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

=20;

=2(20+2)=44 мм;

=20·6,3=126;

=2(126+2)=256 мм;

Принимаем способ получения заготовки:

для шестерни - поковка;

для колеса - поковка.

Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:

=(12...15)2=24...30 мм.

Принимаем =26 мм.

Определяем конструктивное исполнение шестерни

,

где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=114260 Н·мм;

- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;

= 30,57 мм.

Принимаем =32 мм.

При =44/32=1,38<2, шестерня изготовляется монолитно с валом (вал-шестерня).

= 44/2=22 мм;

= 8·2=16 мм;

Назначаем марку стали и вид термической обработки с учетом принятых значений предельных напряжений , а также механические свойства материала с учетом толщины размера сечения S проектируемых зубчатых колес:

для шестерни

материал - сталь 45;

термообработка - закалка ТВЧ;

твердость - HRC48...53;

механические свойства материала:

предел прочности =700 МПа;

предел текучести =480 МПа;

предел контактной выносливости =1050 МПа;

предел изгибной выносливости =600 МПа.

для колеса

материал - сталь 40;

термообработка - закалка ТВЧ;

твердость - HRC45...50;

механические свойства материала:

=550 МПа; =450 МПа; =1000 МПа; =600 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность

Для шестерни:

,

где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - закалка ТВЧ =1,7;

- коэффициент, который учитывает характер изменения напряжений изгиба в реверсивных и нереверсивных передачах. В нашем случае =1,

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,



1,

гдеq=9 (закалка ТВЧ приводит к поверхностному укреплению зубчатых колес);

=4 - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

гдеn - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,461;

=60·1465·9000·0,461=364,7· циклов;

=0,61.

Принимаем =1.

= 352,94 МПа.

Для колеса:

=600 МПа; =1; q=9 (закалка ТВЧ приводит к поверхностному укреплению зубчатых колес); =4.

==0,461;

=60·232,55·9000·0,461=57,89· циклов;

=0,74.

Принимаем =1.

= 352,94 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность

Для шестерни:

,

где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =1050 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - закалка ТВЧ =1,2;

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

1,

- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HRC50 =70 циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

гдеn - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,664;

=60·1465·9000·0,664=525,29· циклов;

=0,71.

Принимаем =1.

= 875 МПа.

Для колеса:

=1000 МПа; =1,2 (для вида ТО - закалка ТВЧ); =61 циклов (при твердости материала HRC47);

==0,664;

=60·232,55·9000·0,664=83,38· циклов;

=0,95.

Принимаем =1.

= 833,33 МПа.

Проектировочный расчет передачи на прочность зубьев при изгибе

Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев, определяем по формуле

.

Определяем менее прочный элемент

- определяем эквивалентное число зубьев шестерни и коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений

=27;

принимаем =9,75°;

= 28;

= 3,94 [c.15, табл.2.3]

= = 89,58.

- определяем эквивалентное число зубьев колеса и коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений

= 27·6,3= 170,1. Принимаем =170;

= 178

= 3,75 [c.15, табл.2.3]

= = 94,12.

< , следовательно, менее прочным элементом является шестерня, по которой ведем дальнейший расчет.

Принимаем коэффициент нагрузки К=1,6;

Принимаем коэффициент ширины колеса =15 (для цилиндрической косозубой передачи).

Определяем коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

= 0,93

Определяем коэффициент, учитывающий участие в зацеплении одновременно нескольких пар зубьев

= 0,64,

где - торцевой коэффициент перекрытия.

= = 1,72



= 1,81 мм.

Округляем значение модуля по ГОСТ 9563-60 =2 мм.

Определяем межосевое расстояние

= = 199,89 мм.

Округляем межосевое расстояние согласно ГОСТ 2185-66 [2, с.17, табл.2.6] =200 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

= arccos 0,985=9,94°=9°56'0''

Уточняем передаточное число

= =6,3.

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес



Определяем ширину колеса

=15·2=30 мм.

Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =30 мм.

Определяем ширину шестерни

= + 5 мм = 30+5=35 мм.

Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =36 мм.

Диаметры основных и делительных окружностей

= = 54,822 мм;

= = 345,178 мм;



Диаметры окружностей впадин

= 54,822-2,5·2=49,822 мм;

= 345,178-2,5·2=340,178 мм;

Диаметры окружностей выступов

= 54,822+2·2=58,822 мм;

= 345,178+2·2=349,178 мм.

3.2 Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z3-z4

Входные данные:

- частота вращения шестерни =232,55 об/мин;

- номинальный вращающий момент на шестерне =698440 Н·мм;

- частота вращения колеса =73,85 об/мин;

- номинальный вращающий момент на колесе =2154410 Н·мм;

- передаточное число =3,15.

Назначение уровня твердости и вида термической обработки зубчатых колес

Предъявляемые требования к габаритам передачи для привода цепного конвейера при типе производства - серийное: жесткие.

В соответствии с предъявляемыми требованиями принимаем: вид термической обработки - закалка ТВЧ; твердость поверхности зуба HRC50...55; предел изгибной прочности =600...700 МПа.

Приближенное определение модуля передачи

Значение модуля определяем из условия обеспечения изгибной прочности зубьев при усредненных параметрах передачи:

,

где - предварительные допускаемые напряжения при расчете зубьев на изгибную прочность,

, для нереверсивных передач.

Принимаем =650 МПа.

= 650/2 = 325 МПа.

= 4,52 мм.

Принимаем =5 мм.

Выбор материала зубчатых колес, определение допустимых напряжений

Для выбора марки стали необходимо иметь следующую дополнительную информацию.

Предварительно определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

=20;

=5(20+2)=110 мм;

=20·3,15=63;

=5(63+2)=325 мм;

Принимаем способ получения заготовки:

для шестерни - поковка;

для колеса - поковка.

Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:

=(8...12)5=40...60 мм.

Принимаем =50 мм.

Определяем конструктивное исполнение шестерни

,

гдеT - вращающий момент на валу шестерни, Т=698440 Н·мм;

- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;

= 55,89 мм.

Принимаем =56 мм.

При =110/56=1,96<2, шестерня изготовляется монолитно с валом (вал-шестерня).

= 110/2=55 мм;

= 8·5=40 мм;

Назначаем марку стали и вид термической обработки с учетом принятых значений предельных напряжений , а также механические свойства материала с учетом толщины размера сечения S проектируемых зубчатых колес:

для шестерни

материал - сталь 45;

термообработка - закалка ТВЧ;

твердость - HRC48...53;

механические свойства материала:

предел прочности =700 МПа;

предел текучести =480 МПа;

предел контактной выносливости =1050 МПа;

предел изгибной выносливости =600 МПа.

для колеса

материал - сталь 40;

термообработка - закалка ТВЧ;

твердость - HRC45...50;

механические свойства материала:

=550 МПа; =450 МПа; =1000 МПа; =600 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность

Для шестерни:

,

где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - закалка ТВЧ =1,7;

- коэффициент, который учитывает характер изменения напряжений изгиба в реверсивных и нереверсивных передачах. В нашем случае =1,

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

1,

гдеq=9 (закалка ТВЧ приводит к поверхностному укреплению зубчатых колес);

=4 - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

гдеn - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,461;

=60·232,55·9000·0,461=57,89· циклов;

=0,74.

Принимаем =1.

= 352,94 МПа.

Для колеса:

=600 МПа; =1; q=9 (закалка ТВЧ приводит к поверхностному укреплению зубчатых колес); =4.

==0,461;

=60·73,85·9000·0,461=18,38· циклов;

=0,84.

Принимаем =1.

= 352,94 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность

Для шестерни:

,

где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =1050 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - закалка ТВЧ =1,2;

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

1,

- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HRC50 =70 циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений; ,

где n - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,664;

=60·232,55·9000·0,664=83,38· циклов;

=0,97.

Принимаем =1.

= 875 МПа.

Для колеса:

=1000 МПа; =1,2 (для вида ТО - закалка ТВЧ); =61 циклов (при твердости материала HRC47);

==0,664;

=60·73,85·9000·0,664=26,48· циклов;

=1,15.

= 958,33 МПа.

Проектировочный расчет передачи на прочность зубьев при изгибе

Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев, определяем по формуле

.

Определяем менее прочный элемент

- определяем коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений

=22;

= 4,13 [c.15, табл.2.3]

= = 85,46.

- определяем коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений

= 22·3,17= 69,3. Принимаем =69;



= 3,87 [c.15, табл.2.3]

= = 91,2.

< , следовательно, менее прочным элементом является шестерня, по которой ведем дальнейший расчет.

Принимаем коэффициент нагрузки К=1,5;

Принимаем коэффициент ширины колеса =12 (для цилиндрической прямозубой передачи).

= 4,53 мм.

Округляем значение модуля по ГОСТ 9563-60 =5 мм.

Определяем межосевое расстояние

= = 227,5 мм.

Округляем межосевое расстояние согласно ГОСТ 2185-66 [2, с.17, табл.2.6] =250 мм.

Выполняем подбор чисел зубьев для округленного межосевого расстояния

при =24 и =76

= = 250 мм.

Уточняем передаточное число



= =3,17.

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем ширину колеса

=12·5=60 мм.

Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =60 мм.

Определяем ширину шестерни

= + 5 мм = 60+5=65 мм.

Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =67 мм.

Диаметры основных и делительных окружностей



= 5·24 = 120 мм;

= 5·76 = 380 мм;

Диаметры окружностей впадин

= 120-2,5·5=107,5 мм;

= 380-2,5·5=367,5 мм;

Диаметры окружностей выступов

= 120+2·5=130 мм;

= 380+2·5=390 мм.



4. Проектирование валов редуктора

4.1 Проектировочный расчет валов

входной вал

d =30,8 мм;

Принимаем диаметр под подшипник =40 мм (с учетом размещения на валу муфты);

Выбираем размеры манжеты, соответствующие принятому диаметру под подшипник:40x60x10;

промежуточный вал

d =56,2 мм;

Принимаем диаметр под подшипник =60 мм;

выходной вал

d =81,6 мм;

Принимаем диаметр под подшипник =80 мм (с учетом размещения на валу муфты);

Выбираем размеры манжеты, соответствующие принятому диаметру под подшипник:80x105x10.

4.2 Выбор подшипников

входной вал

Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7208 ГОСТ 333-79

=40 мм; =80 мм; =19 мм; =42400 Н; =32700 Н;

промежуточный вал

Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7212 ГОСТ 333-79

=60 мм; =110 мм; =23 мм; =72200 Н; =58400 Н;

выходной вал

Принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные № 116 ГОСТ 8338-75

=80 мм; =125 мм; =22 мм; =37400 Н; =31900 Н;



5. Проверочные расчеты

5.1 Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z1-z2

Так как после проектировочного расчета уточненные параметры передачи, как правило, отличаются от предварительно принятых, выполняем проверочный расчет как на контактную прочность, так и на прочность при изгибе.

Назначаем степень точности изготовления зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости и других эксплуатационных и технических требований

= = 4,2 м/с.

По данным [2, с.22, табл.3.1] принимаем степень точности передачи по норме плавности 8, шероховатость рабочих поверхностей зубьев Ra2,5...1,25.

Уточняем расчетную нагрузку

,

где - полезная или номинальная нагрузка, в предположении, что она распределяется по длине зубьев и между зубьями равномерно и прикладывается статично;

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные нагрузки на зубчатые колеса (принято ==);



где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамичности нагрузки;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

= 4168,4 Н;

= 1,35 (при = 0,66) [2, с.23, рис.3.1];

= 1,04 [2, c.23, табл.3.2];

= = 1+0,06(8-5) = 1,18,

где - назначенная степень точности передачи, =8.

=1,35·1,04·1,18 = 1,66;

= 4168,4·1,66 = 6919,54 Н.

Проверочный расчет зубчатой передачи на прочность зубьев при изгибе

Фактический коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям в опасном сечении зубьев шестерни и колеса должен быть не меньше, чем допускаемый:

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба шестерни

,

где - расчетная нагрузка, =6919,54 Н;

- коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни и концентрацию напряжений, =3,94 (при = 28) [2, с.15, табл.2.3].

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

= = 0,93;

- коэффициент, учитывающий участие в зацеплении одновременно нескольких пар зубьев

,

где - торцевой коэффициент перекрытия

= = 1,72;

= 0,64.

= 225,37 МПа.

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса



,

где - коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса и концентрацию напряжений, =3,75 (при = 178) [2, с.15, табл.2.3].

= 257,4 МПа.

для шестерни

= 1,7, прочность зубьев шестерни при изгибе обеспечена.

для колеса

= 1,7, прочность зубьев колеса при изгибе обеспечена.

Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную прочность зубьев

Фактический коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса, должен быть не меньшим, чем допускаемый для колеса

Фактические контактные напряжения

,

где - коэффициент, учитывающий более высокую прочность косозубых колес, =0,79 (при =27 и U=6,3) [2, c.25, рис.3.2]

= 854,7 МПа.

для шестерни

= 1,23 > = 1,2, контактная прочность зубьев шестерни обеспечена.

для колеса

= 1,2 = = 1,2, контактная прочность зубьев колеса обеспечена.

5.2 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z3-z4

Так как после проектировочного расчета уточненные параметры передачи, как правило, отличаются от предварительно принятых, выполняем проверочный расчет как на контактную прочность, так и на прочность при изгибе.

Назначаем степень точности изготовления зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости и других эксплуатационных и технических требований

= = 1,47 м/с.

По данным [2, с.22, табл.3.1] принимаем степень точности передачи по норме плавности 8, шероховатость рабочих поверхностей зубьев Ra2,5...1,25.

Уточняем расчетную нагрузку



,

где - полезная или номинальная нагрузка, в предположении, что она распределяется по длине зубьев и между зубьями равномерно и прикладывается статично;

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные нагрузки на зубчатые колеса (принято ==);

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамичности нагрузки;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

= 11640,67 Н;

= 1,14 (при = 0,56) [2, с.23, рис.3.1];

= 1,05 [2, c.23, табл.3.2];

= = 1+0,06(8-5) = 1,18,

где - назначенная степень точности передачи, =8.

=1,14·1,05·1,18 = 1,41;

= 11640,67·1,41 = 16413,34 Н.

Проверочный расчет зубчатой передачи на прочность зубьев при изгибе

Фактический коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям в опасном сечении зубьев шестерни и колеса должен быть не меньше, чем допускаемый:

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба шестерни

,

где - расчетная нагрузка, =16413,34 Н;

- коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни и концентрацию напряжений, =4,02 [2, с.15, табл.2.3].

= 196,96 МПа.

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса

,

где - коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса и концентрацию напряжений, =3,79 [2, с.15, табл.2.3].

= 207,36 МПа.

для шестерни

= 1,7, прочность зубьев шестерни при изгибе обеспечена.

для колеса

= 1,7, прочность зубьев колеса при изгибе обеспечена.

Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную прочность зубьев

Фактический коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса, должен быть не меньшим, чем допускаемый для колеса

Фактические контактные напряжения

;

= 761,94 МПа.

для шестерни

= 1,38 > = 1,2, контактная прочность зубьев шестерни обеспечена.

для колеса

= 1,51 > = 1,2, контактная прочность зубьев колеса обеспечена.

5.3 Проверочный расчет валов редуктора

Основные критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Прочность валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. В общем случае в валах возникает напряжение изгиба (от поперечных сил), нормальные напряжения растяжения-сжатия (от осевых сил) и касательные напряжения кручения (от вращающего момента), т.е. вал находится в условиях сложного напряженно состояния. Нормальные напряжения, а иногда и касательные, изменяются циклически, поэтому основной причиной разрушения валов является усталость материалов.

Для валов различают усталостную прочность при номинальных нагрузках (выносливость) и статическую прочность при пиковых нагрузках. Из-за опасности усталостного разрушения валы рассчитывают на усталостную прочность. Валы, работающие с перегрузками, рассчитывают не только на сопротивление усталости, но и на статическую прочность.

Для расчета валов составляем расчетную схему (см. рис. ). При этом принимаем, что детали передают валу силы и моменты посередине своей ширины. Собственную массу вала и массу установленных на нем деталей, а также силы трения, возникающие в опорах, не учитываем.

входной вал

1 Назначаем материал вала

К материалам машинных валов предъявляются требования достаточной прочности, жесткости, ударной вязкости при минимальной чувствительности к концентрации напряжения. Этим требованиям отвечают малоуглеродистые стали марок Ст. 5, Ст. 6 (ГОСТ 380-88), среднеуглеродистые стали - Сталь 35, Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), легированные стали - 40Х, 40ХН, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 30ХГТ (ГОСТ 4543-88).

Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

- предел прочности по нормальным напряжениям =600 МПа;

- предел текучести по нормальным напряжениям =340 МПа;

- предел текучести по касательным напряжениям =220 МПа;

- предел выносливости по нормальным напряжениям

при симметричном цикле для образца =250 МПа;

- предел выносливости по касательным напряжениям

при симметричном цикле для образца =150 МПа.

2 Определяем силы, действующие на вал

К этим силам относятся силы, возникающие в деталях передач и от веса этих деталей, внешние силы на валу от действия шкивов, звездочек, муфт

2.1 Рассчитываем силы в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

- окружная сила Ft21= = = 4168,4 Н;

- радиальная сила Fr21= = = 1540,29 Н;

- осевая сила Fa21= Ft21tg = 4168,4·0,1752= 730,5 Н;

где - угол зацепления в нормальном сечении, =20°;

- угол наклона зуба, =9,94°.



Рисунок - Расчетная схема

Рассчитываем силу, действующую со стороны упругой втулочно-пальцевой муфты

Fм1 = = 0,15·1177,8 = 176,67 Н,

где - окружное усилие на диаметре расположения пальцев муфты,

= 1177,8 Н.

Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Расчетная схема вала приведена на рисунке.



Вертикальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:

=+Ft21·30-R2z·164+Fм1·116=0

откуда

R2z=(+Ft21·30+Fм1·116)/164;

R2z=(+4168,4·30+176,67·116)/164=887,47 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:

=-Ft21·134+R1z·164+Fм1·280=0

откуда

R1z=(+Ft21·134-Fм1·280)/164;

R1z=(+4168,4·134-176,67·280)/164=3104,26 Н;

проверка: Z=-Ft21+R1z+R2z+Fм1=-4168,4+3104,26+887,47+176,67=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=+Fм1·0,116=+176,67·0,116=20,49 Н·м;

=+R1z·0,03+Fм1·0,146=+3104,26·0,03+176,67·0,146=118,92 Н·м;

=-Ft21·0,134+R1z·0,164+Fм1·0,28=-4168,4·0,134+3104,26·0,164+176,67·0,28=0 Н·м;

Горизонтальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 1:



=-Fr21·30+Fa21·27,411+R2x·164=0

откуда

R2x=(+Fr21·30-Fa21·27,411)/164;

R2x=(+1540,29·30-730,5·27,411)/164=159,66 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 2:

=+Fr21·134+Fa21·27,411-R1x·164=0

откуда

R1x=(+Fr21·134+Fa21·27,411)/164;

R1x=(+1540,29·134+730,5·27,411)/164=1380,63 Н;

проверка: X=+Fr21-R1x-R2x=+1540,29-1380,63-159,66=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=0 Н·м;

=-R1x·0,03=-1380,63·0,03=-41,42 Н·м;

'=+Fa21·0,027411-R1x·0,03=+730,5·0,027411-1380,63·0,03=-21,4 Н·м;

=+Fr21·0,134+Fa21·0,027411-R1x·0,164=+1540,29·0,134+730,5·0,027411-1380,63·0,164=0 Н·м;



Определяем опасные сечения

сечение (б-б)

=20,49 Н·м;

Т=117,78 Н·м; =730,5 Н;

концентрация напряжения обусловлена посадкой с гарантированным натягом

=40 мм.

сечение (a-a)

=125,93 Н·м;

Т=117,78 Н·м; =730,5 Н;

концентрация напряжения обусловлена нарезкой эвольвентных зубьев

=49,822 мм.

5 Проверочные расчеты

Часто разрушение валов носит усталостный характер, поэтому расчет валов на усталость является основным. Он сводится к определению действительных коэффициентов запаса прочности S для предположительно опасных сечений вала и сравнения их с допускаемым коэффициентом запаса прочности .

Условие прочности

Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений может быть рассчитан по формуле:



где - запас прочности по нормальным напряжениям, ;

- запас прочности по касательным напряжениям, ;

- переменные составляющие циклов напряжений;

- постоянные составляющие циклов напряжений.

Так как внешние нагрузки по положению относительно вала неизменны

.

Так как режим работы вала не реверсивный

где и - момент сопротивления сечения при изгибе и кручении соответственно.

Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении определяются по формулам



; ;

где - эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния упрочнения.

Как правило, выполняется также проверка на статическую прочность при максимальных перегрузках. Расчет ведется в предположении, что во время кратковременных перегрузок напряжения во всех сечениях вала возрастают сравнительно с напряжениями номинального нагружения.

Условие прочности:

Проверочный расчет на выносливость в сечении (б-б)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=2; =1,57;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,85; =0,73;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,45; =2,25;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =6,4

= =12,8 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =3,2 МПа;

= =0,58 МПа;

= =4,6 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=31,42;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=13,88;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=12,7;

О работоспособности вала судят по выполнению расчетного условия

=1,7...2,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности

12,7>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (б-б) обеспечена.

Проверочный расчет на статическую прочность при максимальных перегрузках в сечении (б-б)

- коэффициент перегрузки в пиковых значениях нагрузки

= =3,2;

Принимаем =3,2;

- максимальное значение нормальных напряжений

=3,2=12,1 МПа;

- максимальные значение касательных напряжений

=2·3,2·4,6=29,44 МПа;

- эквивалентное максимальное напряжение

=52,41 МПа;

- допускаемое напряжение

=272 МПа;

О работоспособности вала судят по выполнению расчетного условия

52,41<272 - следовательно, статическая прочность вала в сечении (б-б) обеспечена.

Проверочный расчет на выносливость в сечении (a-a)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=1,55; =1,47;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,81; =0,7;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,01; =2,2;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =12,37

= =24,73 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =10,18 МПа;

= =0,37 МПа;

= =2,38 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=12,17;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=27,4;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=11,12;

О работоспособности вала судят по выполнению расчетного условия

=1,7...2,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности

11,12>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (a-a) обеспечена.

Проверочный расчет на статическую прочность при максимальных перегрузках в сечении (a-a)

- коэффициент перегрузки в пиковых значениях нагрузки

= =2,6;

Принимаем =2,6;

- максимальное значение нормальных напряжений

=2,6=27,43 МПа;

- максимальные значение касательных напряжений

=2·2,6·2,38=12,38 МПа;

- эквивалентное максимальное напряжение

=34,82 МПа;

- допускаемое напряжение

=272 МПа;

О работоспособности вала судят по выполнению расчетного условия

34,82<272 - следовательно, статическая прочность вала в сечении (a-a) обеспечена.

промежуточный вал

1 Назначаем материал вала

Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

=600 МПа; =340 МПа; =220 МПа; =250 МПа; =150 МПа.

Определяем силы, действующие на вал

Рассчитываем силы в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

- окружная сила Ft12= = = 4085,49 Н;

- радиальная сила Fr12= = = 1509,66 Н;

- осевая сила Fa12= Ft12tg = 4085,49·0,1752= 715,97 Н;

где - угол зацепления в нормальном сечении, =20°;

- угол наклона зуба, =9,94°.

Рассчитываем силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи

- окружная сила Ft43= = = 11640,67 Н;

- радиальная сила Fr43= Ft43tg = 11640,67·0,364= 4236,86 Н;

где - угол зацепления в нормальном сечении, =20°.

Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Расчетная схема вала приведена на рисунке.

Вертикальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 3:

=-Ft12·43-Ft43·115+R4z·160=0

откуда

R4z=(+Ft12·43+Ft43·115)/160;

R4z=(+4085,49·43+11640,67·115)/160=9464,71 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 4:

=+Ft12·117+Ft43·45-R3z·160=0

откуда

R3z=(+Ft12·117+Ft43·45)/160;

R3z=(+4085,49·117+11640,67·45)/160=6261,45 Н;

проверка: Z=+Ft12+Ft43-R3z-R4z=+4085,49+11640,67-6261,45-9464,71=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=-R3z·0,043=-6261,45·0,043=-269,24 Н·м;

=+Ft12·0,072-R3z·0,115=+4085,49·0,072-6261,45·0,115=-425,91 Н·м;

=+Ft12·0,117+Ft43·0,045-R3z·0,16=+4085,49·0,117+11640,67·0,045-6261,45·0,16=0 Н·м;



Горизонтальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 3:

=+Fr12·43+Fa12·172,589-Fr43·115+R4x·160=0

откуда



R4x=(-Fr12·43-Fa12·172,589+Fr43·115)/160;

R4x=(-1509,66·43-715,97·172,589+4236,86·115)/160=1867,22 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 4:

=-Fr12·117+Fa12·172,589+Fr43·45-R3x·160=0

откуда

R3x=(-Fr12·117+Fa12·172,589+Fr43·45)/160;

R3x=(-1509,66·117+715,97·172,589+4236,86·45)/160=859,98 Н;

проверка: X=-Fr12+Fr43-R3x-R4x=-1509,66+4236,86-859,98-1867,22=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=-R3x·0,043=-859,98·0,043=-36,98 Н·м;

'=+Fa12·0,172589-R3x·0,043=+715,97·0,172589-859,98·0,043=86,59 Н·м;

=-Fr12·0,072+Fa12·0,172589-R3x·0,115=-1509,66·0,072+715,97·0,172589-859,98·0,115=-84,02 Н·м;

=-Fr12·0,117+Fa12·0,172589+Fr43·0,045-R3x·0,16=-1509,66·0,117+715,97·0,172589+4236,86·0,045-859,98·0,16=0 Н·м;

Определяем опасные сечения

сечение (б-б)



=282,82 Н·м;

Т=705,11 Н·м; =715,97 Н;

концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки

=65 мм; bxh=18x11; =7 мм.

сечение (a-a)

=434,12 Н·м;

Т=705,11 Н·м; =715,97 Н;

концентрация напряжения обусловлена нарезкой эвольвентных зубьев

=107,5 мм.

5 Проверочные расчеты

Проверочный расчет на выносливость в сечении (б-б)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=1,67; =1,37;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,78; =0,67;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,24; =2,14;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =24,2

где b - ширина шпоночного паза, b=18 мм;

t - глубина шпоночного паза на валу, t=7 мм;

= =51,66 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =11,69 МПа;

= =0,22 МПа;

= =6,82 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=9,53;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=9,82;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=6,84;

6,84>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (б-б) обеспечена.

Проверочный расчет на статическую прочность при максимальных перегрузках в сечении (б-б)

- коэффициент перегрузки в пиковых значениях нагрузки

= =2,91;

Принимаем =3;

- максимальное значение нормальных напряжений

=3=35,73 МПа;

- максимальные значение касательных напряжений

=2·3·6,82=40,92 МПа;

- эквивалентное максимальное напряжение

=79,37 МПа;

- допускаемое напряжение

=272 МПа;

79,37<272 - следовательно, статическая прочность вала в сечении (б-б) обеспечена.

Проверочный расчет на выносливость в сечении (a-a)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=1,55; =1,47;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,77; =0,68;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,11; =2,26;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =124,23

= =248,46 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =3,49 МПа;

= =0,08 МПа;

= =1,42 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=33,88;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=44,76;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=27,01;

27,01>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (a-a) обеспечена.

Проверочный расчет на статическую прочность при максимальных перегрузках в сечении (a-a)

- коэффициент перегрузки в пиковых значениях нагрузки

= =2,74;

Принимаем =2,8;

- максимальное значение нормальных напряжений

=2,8=10 МПа;



- максимальные значение касательных напряжений

=2·2,8·1,42=7,95 МПа;

- эквивалентное максимальное напряжение

=17,02 МПа;

- допускаемое напряжение

=272 МПа;

17,02<272 - следовательно, статическая прочность вала в сечении (a-a) обеспечена.

выходной вал

1 Назначаем материал вала

Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

=600 МПа; =340 МПа; =220 МПа; =250 МПа; =150 МПа.

2 Определяем силы, действующие на вал

2.1 Рассчитываем силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи

- окружная сила Ft34= = = 11339 Н;

- радиальная сила Fr34= Ft34tg = 11339·0,364= 4127,06 Н;

где - угол зацепления в нормальном сечении, =20°.

2.4 Рассчитываем силу, действующую со стороны зубчатой муфты

Fм2 = = 0,3·18550 = 5565 Н,



где - окружное усилие на делительном диаметре муфты,

= 18550 Н.

3 Расчет опорных реакций и изгибающих моментов

Расчетная схема вала приведена на рисунке.



Вертикальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 5:



=+Ft34·117+R6z·186-Fм2·298=0

откуда

R6z=(-Ft34·117+Fм2·298)/186;

R6z=(-11339·117+5565·298)/186=1783,37 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 6:

=-Ft34·69+R5z·186-Fм2·112=0

откуда

R5z=(+Ft34·69+Fм2·112)/186;

R5z=(+11339·69+5565·112)/186=7557,37 Н;

проверка: Z=-Ft34+R5z-R6z+Fм2=-11339+7557,37-1783,37+5565=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=+R5z·0,117=+7557,37·0,117=884,21 Н·м;

=-Ft34·0,069+R5z·0,186=-11339·0,069+7557,37·0,186=623,28 Н·м;

=-Ft34·0,181+R5z·0,298-R6z·0,112=-11339·0,181+7557,37·0,298-1783,37·0,112=0 Н·м;

Горизонтальная плоскость

составляем ур-е равновесия относительно опоры 5:



=+Fr34·117-R6x·186=0

откуда

R6x=(+Fr34·117)/186;

R6x=(+4127,06·117)/186=2596,05 Н;

составляем ур-е равновесия относительно опоры 6:

=-Fr34·69+R5x·186=0

откуда

R5x=(+Fr34·69)/186;

R5x=(+4127,06·69)/186=1531,01 Н;

проверка: X=-Fr34+R5x+R6x=-4127,06+1531,01+2596,05=0,

следовательно, расчет выполнен правильно.

рассчитываем изгибающие моменты в сечениях:

=0 Н·м;

=+R5x·0,117=+1531,01·0,117=179,13 Н·м;

=-Fr34·0,069+R5x·0,186=-4127,06·0,069+1531,01·0,186=0 Н·м;

=-Fr34·0,181+R5x·0,298+R6x·0,112=-4127,06·0,181+1531,01·0,298+2596,05·0,112=0 Н·м;

Определяем опасные сечения

сечение (a-a)



=902,17 Н·м;

Т=2154,41 Н·м;

концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки

=85 мм; bxh=22x14; =9 мм.

сечение (б-б)

=623,28 Н·м;

Т=2154,41 Н·м;

концентрация напряжения обусловлена посадкой с гарантированным натягом

=80 мм.

5 Проверочные расчеты

Проверочный расчет на выносливость в сечении (a-a)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=1,67; =1,37;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,74; =0,64;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,36; =2,24;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =54,69

где b - ширина шпоночного паза, b=22 мм;

t - глубина шпоночного паза на валу, t=9 мм;

= =116,1 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =16,5 МПа;

= =0 МПа;

= =9,28 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=6,42;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=6,91;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=4,7;

4,7>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (a-a) обеспечена.

Проверочный расчет на статическую прочность при максимальных перегрузках в сечении (a-a)

- коэффициент перегрузки в пиковых значениях нагрузки

= =3,07;

Принимаем =3,1;

- максимальное значение нормальных напряжений

=3,1=51,15 МПа;

- максимальные значение касательных напряжений

=2·3,1·9,28=57,54 МПа;

- эквивалентное максимальное напряжение

=112,02 МПа;

- допускаемое напряжение

=272 МПа;

112,02<272 - следовательно, статическая прочность вала в сечении (a-a) обеспечена.

Проверочный расчет на выносливость в сечении (б-б)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении

=2; =1,57;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=0,76; =0,65;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

=1,1 (при шероховатости Ra=2,5);

- коэффициент влияния упрочнения

=1 (поверхностное упрочнение не предусмотрено);

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении

=2,73; =2,52;

- момент сопротивления сечения при изгибе и кручении

= =51,2

= =102,4 ;

- переменные и составляющие циклов напряжений

= =12,17 МПа;

= =0 МПа;

= =10,52 МПа;

- коэффициенты ,

для среднеуглеродистых сталей: =0,2; =0,1;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=7,52;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=5,44;

- общий коэффициент запаса прочности (отношение предельного напряженного состояния к действительному)

=4,41;

4,41>1,7 - следовательно, выносливость вала в сечении (б-б) обеспечена...