• RU
  • icon На проверке: 7
Меню

Расчет и проектировка привода

  • Добавлен: 04.11.2022
  • Размер: 587 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект - Расчет и проектировка привода

Состав проекта

icon
icon Редуктор(5-4)-миллиметровка.cdw
icon Спецификация.spw
icon Втулка распорная(5-4).cdw
icon Крышка глухая-диам.80.cdw
icon Редуктор 5-4.cdw
icon Пояснилка(5-4).doc
icon Колесо косозубое(5-4).cdw
icon Вал выходной(5-4).cdw
icon Крышка сквозная-диам.80(35х58).cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Редуктор(5-4)-миллиметровка.cdw

Редуктор(5-4)-миллиметровка.cdw

icon Спецификация.spw

Спецификация.spw
Записка пояснительная
Маслоуказатель жезловый
Корпус редуктора промежуточный
Кольцо маслоотражательное
Прокладка регулировочная
Болт М6 х 15 ГОСТ 7798-70
Болт М8 х 20 ГОСТ 15589-70
Болт М8 х 40 ГОСТ 15589-70
Болт М10 х 40 ГОСТ 15589-70
Болт М10 х 65 ГОСТ 11738-84
Гайка М8 ГОСТ 15526-70
Гайка М10 ГОСТ 15526-70
Мaнжета 1-35 х 58-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-25 х 42-1 4 ГОСТ 8752-79
Подшипник 7205А ГОСТ27365-87
Подшипник7307 ТУ 37.006.162-89
Шайба 6 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х32 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х42 ГОСТ 23360-78
Штифт 8 х 25 ГОСТ 3128-70
ВГК-18 №2 МРТУ 07-6012-63.
Масло И-30А ГОСТ 20799-88
ГР. ГФ-20. ЭМ.ПФ-133
ПаронитПОН1.0 ГОСТ 481-71

icon Втулка распорная(5-4).cdw

Втулка распорная(5-4).cdw

icon Крышка глухая-диам.80.cdw

Крышка глухая-диам.80.cdw

icon Редуктор 5-4.cdw

Редуктор 5-4.cdw
Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Технические требования
Осевой люфт в подшипниках:
мм обеспечить за счет подбора толщины
Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки
без заеданий и стуков.
Сопряженные поверхности корпуса и крышек покрыть тонким
слоем герметика ВГК-18 №2 МРТУ 07-6012-63.
Необработанные наружные поверхности редуктора покрыть
серой эмалью ГР. ГФ-20. ЭМ.ПФ-133
литров масла И-30А ГОСТ 20799-88
обкатать его при полной нагрузке в течение 1 часа

icon Пояснилка(5-4).doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Уфимский государственный нефтяной технический университет»
Кафедра «Механика и конструирование машин»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по ДМ и ОК
доцент кафедры МКМ студент группы БМС-15-01
Общая оценка проекта :
Техническое задание .3
Кинематический и силовой расчеты привода 4
1 Определение КПД кинематических цепей в приводе и выбор
2 Определение общего передаточного отношения привода. . . . . . . . . .4
3 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов
Проектировочные расчеты передач 6
1 Расчет косозубой закрытой цилиндрической передачи (редуктора) .6
2 Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи . . . . . . . . . . . . . . . 11
Ориентировочные расчеты валов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15
Выбор способа и типа смазки редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16
Первая эскизная компоновка редуктора 16
Проектировочные приближенные расчеты валов 17
Подбор подшипников . 22
Расчеты шпоночных соединений . 26
Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости ..28
Задание характера сопряжений деталей в редукторе .30
Список использованной литературы .. .31
Приложение А: Спецификация редуктора
Крутящий момент на валу потребителя 06 106 Нмм.
Частота вращения вала потребителя 200 обмин.
Сменность работы 2 см.
Требуемый ресурс передачи
Lтребh = 365 суток 1 год · 2 смены 8 часов = 5840 часов;
принимаем округленно Lh = 6000 часов;
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
1 Определение К.П.Д. привода и выбор электродвигателя
ПР = ЦИЛ ЦИЛ 3ПК = 098 096 0993 = 091
где ЦИЛ - К.П.Д. цилиндрической косозубой закрытой передачи;
ЦИЛ - К.П.Д. цилиндрической открытой передачи; [ 4.с.2];
ПК - К.П.Д. подшипников качения с одного вала;
ТВЫХ = 600000 Нмм = 600 Нм;
ВЫХ = nВЫХ 955 = 209 радс;
NВЫХ = ТВЫХ ВЫХ = 600 209 = 12540 Вт = 126 кВт.
Требуемая мощность двигателя
NтребДВ NВЫХ ПР = 126 091 = 13846 кВт.
Выбираем асинхронный короткозамкнутый трехфазный электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А мощностью NДВ = 15 кВт. и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 1500 обмин. Двигатель 4А160S4У3 по ГОСТ 19523-81. Асинхронная частота вращения вала двигателя nДВ = 1440 обмин. Угловая скорость вращения вала двигателя
ДВ = nДВ955 = 1440 955 = 1508 радсек.
2 Общее передаточного отношения привода.
Требуемое общее передаточное отношение всего привода:
Разбивка передаточного отношения по ступеням
Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого
что приемлемо. [ 2 с.8 ]
3 Частота вращения валов
n1 = nдв = 1440 обмин; (входной вал редуктора);
n2 = n1 (выходной вал редуктора);
n3 = n2 (выходной вал открытой передачи);
= ДВ = n1 955 = 1440 955 = 1508 радсек.
= n2 955 = 720 955 = 754 радсек.
= n3 955 = 2057 955 = 215 радсек.
N1 = NДВ ПК = 13846 099 = 13707 кВт;
N2 = N1 ЦИЛ З ПК = 13707 098 099 = 13299 кВт;
N3 = N2 ЦИЛ · ПК = 13299 096 · 099= 12639 кВт;
Крутящие моменты на валах
ТДВ = NДВ ДВ = 13846 1508 = 91817 Нм;
Т1 =N1 1 = 13707 1508 = 90895 Нм;
Т2 = N2 2 = 13299 754 = 176379 Нм;
Т3 = N3 3 = 12639 215 = 58786 Нм;
Результаты расчетов сведем в таблицу 1
Таблица1 – Результаты расчетов
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
1 Расчет косозубой закрытой цилиндрической передачи (редуктора)
Вращающий момент на меньшем колесе Т1= 90895 Нм.
Частота вращения меньшего колеса n1=1440 обмин.
Передаточное число зубчатой передачи iЦИЛ З = 2
Делительный угол наклона линии зуба =150
Режим нагружения постоянный.
Производство единичное.
Расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхности зубьев.
Задаем материал и твердости рабочей поверхности зубьев.
Материал шестерни и колеса: сталь 45 термообработка “улучшение”.
Твердость шестерни Н1= 285 НВ Н2= колеса 248 НВ.
Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес:
ZN – коэффициент долговечности;
[SH]12 = 11 – минимальный коэффициент запаса прочности;
ZR – коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
Zv – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес;
При проектировочном расчете ZR Zv Z
NHE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;
qH – показатель степени кривой контактной усталости;
NHl NHE = 60 Lh n j H
где j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса;
н – коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения.
При постоянном режиме нагружения н = 1.
NHE1 = 60Lh n1 j1 н = 60 6000 1440 1 1= 518 106 циклов;
NHE2 = 60Lh n2 j2 н = 60 6000 720 1 1= 259 106 циклов;
так как NHE12 > NHl
Расчетное допускаемое напряжение
Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния передачи:
При симметричном относительно опор расположении колес и Н12350НВ задаемся
Определяем числа зубьев колес
Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес
где Х=0 –коэффициент смещения исходного контура
делительный угол профиля зубьев в торцевом сечении; т.к. Х12=0 то αtw=αt=2060;
α=200 – угол профиля исходного контура.
Так как Z1 и Z2>Zmin( при X=0 Zmin=17) подрезания зубьев колес не будет.
Уточняем значение передаточного числа:
Делительный нормальный модуль зубьев
Принимаем стандартный модуль m=3 мм.
Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев
Уточняем значение коэффициента ширины венца
Рабочая ширина венца зубчатой передачи
Геометрические и кинематические параметры колес
-делительные (начальные) диаметры шестерни и колеса
Находим окружную скорость колес
Определяем расчетную удельную окружную динамическую силу
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
Определяем расчетные контактные напряжения:
где ZМ=274 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес.
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
Z- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
где α- коэффициент торцового перекрытия;
(378 > 310) то есть действующие контактные напряжения меньше допускаемых.
Проверочный расчет на изгибную выносливость зубьев.
)Определяем расчетную удельную окружную силу.
где =11 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при изгибе;
=112 –коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении при изгибе зубьев.
) Определяем допускаемые напряжения изгиба не вызывающие усталостной поломки зуба.
где - базовый предел изгибной выносливости МПа
НВ+260 = 285+260 = 545 МПа;
YN- коэффициент долговечности при изгибе;
NFlimB1= NFlimB2= 4106 - базовое число циклов для стальных колес.
NFE1 = NHE1= 518 106 циклов и NFE2= NHE2= 259 106 циклов при заданном режиме нагружения.
[F]1= 545 117= 321 МПа
[F]2= 508 117= 300 МПа
)Находим колеса с более слабыми по изгибной выносливости зубьями по меньшему отношению
где yF1= 407 yF2=370
) Определяем напряжения изгиба у шестерни
F1= WFt yF1m= 381 4073 = 517 МПа
) Действующие напряжения изгиба меньше допускаемых
F1= 517 МПа [F]1= 321 МПа.
2 Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи
Вращающий момент на шестерне Т2 = 176379 Н м; Частота вращения шестерни n2 = 720 обмин;
Вращающий момент на колесе Т3 = 587860 Н м; Частота вращения колеса n3 = 2057 обмин;
Делительный угол наклона линии зуба = 00;
Требуемый ресурс передачи Lh = 6000 часов;
Режим нагружения постоянный;
Производство единичное;
)Материал и твердости рабочих поверхностей зубьев:
материал шестерни и колеса: сталь 45 термообработка «улучшение»;
твердость шестерни Н3 = 285НВ колеса Н4 = 248 НВ; [ 4 ]
)Допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес
ZR – коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев;
[SH] – минимальный коэффициент запаса прочности; [SH]34 = 11
NHE3 = 60Lh n2 j2 н = 60 6000 720 1 1= 259 106 циклов;
NHE4 = 60Lh n3 j3 н = 60 6000 2057 1 1= 74 106 циклов;
) Выбираем значение КF = 122; при bd = bw aw = 04; [ 4 c.16-19 ]
УF3 = 398 при Z3 = 22:
Z4 = Z3 тогда УF4 = 361;
) Определяем допускаемые напряжения изгиба не вызывающие усталостной
[F] = FlimB YN [SF]
FlimB4 = 248 + 260 = 508 МПа.
YN – коэффициент долговечности при изгибе;
NFE3 = NHE3 = 259 10б циклов и NFE4 = NHE4 = 74 106 циклов при заданном режиме нагружения
т. к. NFE34 > NF [ 4 с.9]
[F]3 = 545 1 17 = 321 МПа.
[F]4 = 508 1 17 = 300 МПа.
Округляем до стандартного m = 35 мм.
) Принимаем bm = 25 [ 4 с.10 ]
) Определяем рабочую ширину венца передачи
bw = m bm = 35 25 = 875 мм. Принимаем bw = 88 мм.
) Определяем межосевое расстояние
aW = m (Z3 + Z4 ) 2 = 35 (22+77)2 = 17325 мм.
) Определяем делительные (начальные) диаметры колес:
Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости
) Определяем расчетную удельную окружную динамическую силу
WHT = WT КН КНV = 496 11 12 = 654 Н мм;
где WT = 2 T3 d4 bw = 2 587860 2695 88 =496 Нмм –удельная окружная сила;
КН = 11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; [4с.18]
КНV = 12 – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую
) Определяем действующие контактные напряжения:
где ZM = 274 – коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес; [ 4 ]
ZH = 176 – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
Z – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
где α – коэффициент торцового перекрытия
α = ( 188 – 32 ( 1 Z3 +1 Z4 ) ) = ( 188 – 32 (1 22 + 1 77)) = 169;
) Действующие контактные напряжения меньше допускаемых.
5·[ ]Hр > H ( (431·105=453 МПа > 433 МПа)
то есть не требуется увеличение геометрических размеров передачи.
) Окружная сила на шестерне
Fа = 2 Т2 dw3 = 2 176379 77 = 4581 Н;
) Радиальная сила раздвигающая шестерню и колесо
FR = Fа tgα = 4581 tg20°= 4581 0364= 1667 H.
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «Улучшение»
В = 880 МПа [кр]ст45 = 130 МПа;
где [кр]'ст45II – допускаемое напряжение кручения вала заниженное в 5 раз с учетом влияния изгибающих моментов.
Предварительно принимаем минимальные диаметры:
dпод подшипниками = 30 мм;
dпод подшипниками = 35 мм;
dпод колесом = 40 мм;
dпод шестерней прям пер = 33 мм;
ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Окружная скорость шестерни V1 = 47 мc;
Т.к. V1 5мс для смазки зубчатой передачи применяем картерную систему смазки (окунанием шестерни в масло). [6]
При скорости V = 47 мс и контактных напряжениях 310 МПа рекомендуемая вязкость масла равна 28 · 10-6 м2с. Такой вязкостью обладает масло Индустриальное И - 30А.
ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
)Толщина нижней части чугунного корпуса редуктора: [ 6 ] = 0025 · aw + 3 = 0025 932 + 3 = 533 мм; Из технологических соображений принимаем = 8мм.
)Толщина стенки крышки корпуса: = 09 · = 09 · 8 = 72 мм.
)Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора:
– по торцу колеса принимаем не менее: = 75 мм;
– по радиусу не менее Δ = 12 · = 12 · 75 = 9 мм.
)Диаметр фундаментных болтов:
d1 > 10+003 · aw = 10+003 · 932 = 128 мм; принимаем d1ГОСТ= М14.
) Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников и тонкие фланцы основания корпуса и крышки:
d2 > 07 · d1 = 07 · 14 = 98 мм; принимаем d2ГОСТ = М10.
)Ориентировочные геометрические параметры чугунных фланцевых крышек
определяются после подбора и расчета подшипников.
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
Ориентировочно назначаем: (рис. 7.1)
a = 60 мм; b =с =69 мм;
– окружная сила на шестерне
Ft1 = 2 · Т1 dw1 = 2 · 90895 6212 = 2926 H;
– радиальная сила раздвигающая шестерню и колесо
Fr1 = Ft1 · tg α = 2926 · 0364 = 1064 H;
Fа1 = Ft1 · tg = 2926 02679 = 784 H;
а) Вертикальная плоскость:
– определение опорных реакций:
МАy= Fr1·aRBy·(a+b)+FA1·d12=0;
RBy=[Fr1·a+Fa1·d12](a+b)=[1064·40+784·(62122)](60+69)= 836 Н.
MBy=RAy·(a+b)Fr1·b+Fa1·d12= 0
RAy=[Fr1·bFa1·d12](a+b)=[1064·69784·(62122)](60+69)= 228 Н.
– построение эпюры изгибающих моментов:
МправCy = RBy b = 836 0069 = 33 H м;
МлевCy = RAy a = 228 006 = 9 H м;
б) Горизонтальная плоскость:
MAx= RBx· (a+b)Ft1· a= 0
RBx= Ft1·a(a+b)= 2926 · 60(60+69)= 1463 Н.
ввиду симметрии RAx = RBx = 1463 Н.
MCx= RBx · b=1463 · 0069= 59 Нм.
– построение эпюры эквивалентных моментов:
Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «Улучшение».
в = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:
Предварительно принимаем минимальные значения диаметров (учитывая ориентировочные расчеты валов на кручение)
dА = dB = dпод подшипниками = 25мм;
Ориентировочно назначаем: (рис.7.2)
– окружная сила на колесе
Fr2 = Fr1 = 1064 H;
– окружная сила на шестерне прямозубой передачи
Радиальная сила раздвигающая шестерню и колесо прямозубой передачи
MAy=FR· c+RBy· (a+b)Fr2· b+Fa2· d22 = 0
RBy=[Fr2·bFR·cFa2·d22](a+b)=[1064·701167·70784·1242](70+70)=1024 Н.
MBy=FR·(a+b+c)+Fr2·aRAy·(a+b)+Fa2·d22=0.
RAy=[FR· (a+b+c)+Fr2· a+Fa2· d22](a+b)=
=[1667·(70+70+70)+1064· 70+784·1242](70+70)= 4161 Н.
MAy=FR· c=1667· 0065=108 Нм.
=RBy·aFa2·d22=1024·007784·01242=8 Нм.
=FR·(a+b+c)RAy·b+ +Fa2d22=1667·(007+007+007)4161·007+784·01242=124 Н·м
MAx=Fa·c+Ft2·bRBx·(a+b)=0
RBx=[Fa·c+Ft2·b](a+b)=[4581·70+2926·70](70+70)=5185 Н.
MBx=Fa·(a+b+c)RAx·(a+b)Ft2a=0
RAx=[Fa·(a+b+c)Ft2·a](a+b)=[4581·(70+70+70)2926·70](70+70)=6840 Н.
MAx=Fa·c=4581·007=298 Н·м.
MCx=RBx·a=5185·007=207 Нм.
Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:
Предварительно принимаем (учитывая ориентировочные расчеты валов на кручение раздел 4):
dА = dпод подшипниками = 35 мм;
dC =dпод колесом = 40мм;
Исходные данные для расчета подшипников на I вал (рисунок 8.1):
Рисунок 8.1 – Расчетная схема подшипников вала 1
Предполагается установка роликовых конических подшипников
№ 7205А С = 29200 H ГОСТ 27365-87:
dподш = 25 мм; D=52мм; В=1625мм; nI = 1440обмин; LTpe6 h = 6000 часов; Осевая сила FA1 = 784 H; коэффициент осевого нагружения подшипника e = 036;
V = 1 – коэффициент при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки;
Определяем внутренние осевые усилия:
SВ = 083 036 RВ = 503 H;
SA = 083 036 RA = 442 H;
Определяем осевые нагрузки:
Вал упрется в опору B ( так как SB ( FA1+ SA ) )
FaB = FA1 + SA = 784 + 442 = 1226 H;
Определяем эквивалентные радиальные динамические нагрузки подшипников:
FaB V RB = 1226 1 1685 = 073 > e
FaA V RA = 442 1 1480 = 03 e
тогда XB = 04; YB = 06 e = 06 036 = 17;
PB = (V XB RB + YB FаB) Кб Kt КЕ = (1 04 1685 + 17 1226 ) 13 = 3585 Н;
PA = (V XA RA + YA FаA) Кб Kt КЕ = ( 1 1 1480 + 0 442) 13 = 1924 Н;
где Кб = 13 – коэффициент безопасности;
Kt = 1 – температурный коэффициент
КЕ =1– коэффициент эквивалентности нагрузки при постоянном режиме нагружения;
Долговечность наиболее нагруженного подшипника:
где а23 = 07– коэффициент пересчета стендовой грузоподъемности к реальным условиям эксплуатации.
q – показатель кривой усталости q = 333 для роликовых подшипников.
L = 07 (29200 3585)333 = 755 млн. об.
Долговечность предложенного подшипника в часах
Lhфакт = L 106 60 nI = 755 106 60 1440 = 8738 часов > Lhтреб = 6000 часов
долговечность подшипников обеспечивается.
Исходные данные для расчета подшипников на II вал (рисунок 8.2):
Рисунок 8.2 – Расчетная схема подшипников вала 2
Fa2 = 784 H; n2 = 720 обмин; LTpe6 h = 6000 часов;
Предполагается установка конических роликовых подшипников.
SА = 083 036 RА = 2392 H; SВ = 083 036 RВ = 1579 H;
Вал упрется в опору В так как SА FA2+ SВ ;
FaВ = SА Fa2= 2392 784 = 1608 H;
FaА V RА = 2392 1 8006= 03 e
FaВ V RВ = 1608 1 5285 = 03 e
тогда XА = 1; YА = 0;
PА = (V XА RА + YА FаА) Кб Kt КЕ = (1 1 8006+ 0 2392 ) 13 = 10408 Н;
PВ = (V XВ RВ + YВ FаВ) Кб Kt КЕ = (1 1 5285 + 0 1608) 13 = 6871 Н;
где Кб = 13 – коэффициент безопасности;
Предполагается установка подшипников:
№7307А ГОСТ 27365-87; d = 35 мм; D = 80 мм; C = 68200 H; В=2275 e = 036;
Долговечность подшипника: (рассчитываем опору А)
L = 07 (68200 10408)333 = 366 млн. об.
Lhфакт = L 106 60 n2 = 366 106 60 720 = 8472часов > Lhтреб = 6000 часов
долговечность подшипника обеспечивается.
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Рисунок 9.1– К расчету шпонок
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
На I вал (под муфту)
dD = 22 мм; T1 = 90895 H мм;
Предполагается установка шпонки 8x7x32 ГОСТ 23360-78
b = 8 мм – ширина шпонки;
L Р = L – b = 32 – 8 = 24 мм – рабочая длина шпонки;
h = 7 мм – высота шпонки;
t1 = 35 мм – глубина шпоночного паза;
см = 2 Т1 dD L Р (h – t1) = 2 90895 22 24 35 = 984 МПа [см] = 150 МПа;
где см [см] – фактические и допускаемые напряжения смятия МПа;
ср = 2 T1 dD L Р b = 2 90895 22 24 8 =43 МПа [ср] = 100 МПа;
где ср [ср] – фактические и допускаемые напряжения среза МПа.
Прочность шпонки обеспечивается.
На II вал (на выходном конце вала)
dD = 32 мм; T2 = 176379 H мм;
Предполагается установка шпонки 10x8x40 ГОСТ 23360-78
b = 10 мм – ширина шпонки;
L Р = L – b = 40 – 10 = 30 мм – рабочая длина шпонки;
h = 8 мм – высота шпонки;
t1 = 4 мм – глубина шпоночного паза;
см = 2 Т2 dD L Р (h – t1) = 2 176379 32 30 4 = 919 МПа [см] = 150 МПа;
ср = 2 T2 dD L Р b = 2 176379 32 30 10 = 367 МПа [ср] = 100 МПа;
Прочность шпонки обеспечивается. На II вал (под колесом )
dC = 40 мм; T2 = 176379 H мм;
Предполагается установка шпонки 12x8x42 ГОСТ 23360-78
b = 12 мм – ширина шпонки;
L Р = L – b = 42 – 14 = 30 мм – рабочая длина шпонки;
t1 = 4 мм – глубина шпоночного паза;
см = 2 Т2 dC L Р (h – t1) = 2 176379 40 30 4 = 735 МПа [см] = 150 МПа;
ср = 2 T2 dC L Р b = 2 176379 40 30 12 = 245 МПа [ср] = 100 МПа;
ПРОВЕРОЧНЫЕ (УТОЧНЕННЫЕ) РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
Напряжения в сечениях вала изменяются:
а)напряжения изгиба по III циклу;
б)напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и остановы редуктора.
Коэффициент запаса прочности:
– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где -1 = 250 МПа – предел выносливости материала по изгибу при симметричном цикле
К = 175 – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
= 085 – масштабный фактор;
= 1 – коэффициент поверхностного упрочнения;
И – напряжение изгиба в сечении МПа;
Вычислим общий коэффициент для случая шпоночного паза:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где -1 =200 МПа – предел выносливости материала при кручении при симметричном цикле
К = 15 – коэффициент концентрации напряжений при кручении;
= 08 – масштабный фактор;
= 005 – коэффициент асимметрии цикла при кручении;
Вычислим общий коэффициент для случая шпоночного паза::
KP – напряжение кручения в сечении МПа;
где Wρ – полярный момент сопротивления сечения кручению мм3;
при наличии шпоночного паза в сечении
Wρ = 02 d3 – b t (d –t)2 2 d;
где d – диаметр вала; t – глубина шпоночного паза; b – ширина шпоночного паза;
где MИ – суммарный изгибающий момент в сечении H мм;
W – осевой момент сопротивления изгибу мм3;
W = 01 d3 – b t (d –t)2 2 d;
Сечение D входной вал под муфтой.
концентратор – шпоночный паз;
S = S так как И = 0;
KP = 90895[02 223 – 8 35 (22 – 35)22 22] = 475 МПа;
S = 200 (475 096) = 44 > 18;
Сопротивление усталости сечения D выполняется.
Сечение С под колесом.
Концентратор – шпоночный паз:
W = 01 403 – 12 4 (40 – 4)2 2 40 = 5622 мм3;
И =241000 5622 = 429 МПа;
S = 250 (2429) = 29;
Wρ = 02 403 – 12 4 (404)2 2 40 = 12022 мм3;
KP = 176000 12022 = 146 МПа; S = 200 (146 096)= 143;
Сопротивление усталости сечения С выполняется.
ЗAДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ
Таблица 11.1 – Характер сопряжения деталей для вала II
Кольцо распорное – вал
Корпус –крышка подшипника
Корпус – кольцо распорное
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Варианты заданий для проектирования приводов в курсе “Детали машин” и рекомендации по конструированию.: Учебно-методическое пособие.сост.А.С.Сулейманов. – Уфа:Изд-во Уфим. нефт. техн. унив. 2005. – 29с.
Допуски и посадки.: Методическое пособие.Сост.МитюревЕ.А. и др.–Уфа: Изд-во Уфим. нефт.техн.унив. 2007.–28с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов.– 5-е изд. перераб. и доп. –М.: «Машиностроение» 2004. – 496 с.
Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и выполнении расчетно-графических работ.: Учебно-методическое пособие.сост.А.С.Сулейманов.–Уфа:Изд-воУфим.нефт.техн.унив. 2011.–18с.
Подшипники качения: Справочник – каталог Под ред . В.Н. НарышкинаР.В.Коросташевского . – М. – Машиностроение 1992. – 608 с. ил.
Расчет механических передач.: Учебно-методическое пособиеСост.
О.Г.Полканова В.Л.Хлесткина.–Уфа: Изд-во Уфим. нефт.техн.унив. 2007.–27с.
Расчет валов.:Учебно-методическое пособие по прикладной механике. Сост.О.Г.Полканова В.Л.Хлесткина.–Уфа:Изд-воУфим.нефт.техн.унив.2000.–21с.
Расчет и подбор подшипников.: Учебно-методическое пособие по расчету и подбору подшипников.Сост. О.Г.Полканова и др. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив.2011.–23 с.
Ременные передачи. : Методические указания Сост. А.А.Комлев О.Г.Полканова – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив. 2004.– 25 с.

icon Колесо косозубое(5-4).cdw

Колесо косозубое(5-4).cdw
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Направление линии зуба правое

icon Вал выходной(5-4).cdw

Вал выходной(5-4).cdw
Сталь 45 ГОСТ1050-88
0 350 НВ кроме места
*Размер обеспечивается инструментом

icon Крышка сквозная-диам.80(35х58).cdw

Крышка сквозная-диам.80(35х58).cdw

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 12 часов 48 минут
up Наверх