Элемент передачи
|
Марка стали
|
Dпред
|
Термоо-бработка
|
НВср
|
σв
|
σ-1
|
[σ]Н
|
[σ]F
|
|
|
Sпред
|
|
|
Н/мм2
|
Шестерня
|
45
|
125/80
|
Улучш.
|
248
|
600
|
260
|
513
|
255
|
Колесо
|
45
|
-
|
Норм-ия
|
193
|
780
|
335
|
414
|
199
|
4. Расчет закрытой цилиндрической
передачи
Межосевое расстояние
,
где Ка = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],
ψba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,
КНβ = 1,0 - для прирабатывающихся колес.
аw = 43,0(5,0+1)[73,8·103·1,0/(4172·5,02·0,315)]1/3
= 97 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw
= 100 мм.
Модуль зацепления
> 2KmT2/(d2b2[σ]F),
где Km = 5,8 - для косозубых колес,
d2 - делительный диаметр колеса,
2 = 2awu/(u+1) = 2·100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,
2 - ширина колеса
2 = ψbaaw = 0,315·100 = 32 мм.
m > 2·5,8·73,8·103/167·32·199 = 0,80 мм,
принимаем по ГОСТ 9563-60 m =
1,5 мм.
Основные геометрические
размеры передачи
Суммарное число зубьев:
c = 2awcosβ/m
β - угол наклона зубьев
βmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5·1,5/32) =
9°c = 2·100cos9°/1,5 = 132
Число зубьев шестерни:
1 = zc/(u+1) =132/(5,0 +1) = 22
Число зубьев колеса:
2 = 132
- 22 = 110;
уточняем передаточное
отношение:
= z2/z1 =110/22 =
5,00,
Отклонение фактического
значения от номинального 0%
Действительное значение угла
наклона:
b = zcm/2aW = (110+22)×1,5/2×100 = 0,99 ® b = 8,11°.
Фактическое межосевое
расстояние:
aw = (z1+z2)m/2cosβ = (110+22)·1,5/2cos 8,11° = 100 мм.
делительные диаметры
1 = mz1/cosβ = 1,5·22/0,990 = 33,33 мм,
d2 =
1,5·110/0,990 = 166,67 мм,
диаметры выступов
a1 = d1+2m = 33,33+2·1,5 = 36,33 мм
da2 = 166,67+2·1,5 = 169,67 мм
диаметры впадин
f1 = d1
- 2,5m = 33,33 -
2,5·1,5 = 29,58 мм
df2 = 166,67 -
2,5·1,5 = 162,92 мм
ширина колеса
2 = ybaaw = 0,315·100 = 32 мм
ширина шестерни
1 = b2 + 5 = 32+5
= 37 мм
Окружная скорость
= ω2d2/2000 = 19,9·166,67/2000
= 1,65 м/с
Принимаем 8-ую степень
точности.
Силы действующие в зацеплении
окружная
t = 2T2/d2 = 2·73,8·103/166,67 = 886 H
- радиальная
r = Fttga/cosβ = 886tg20º/0,990 = 326 H
- осевая сила:
a = Fttgb = 886tg
8,11° = 126
Н.
Расчетное контактное
напряжение
,
где К = 376 - для косозубых
колес [1c.61],
КНα = 1,09 - для косозубых колес,
КНβ = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,
КНv
= 1,02 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
σH
= 376[886(5,00+1)1,09·1,0·1,02/(166,67·32)]1/2
= 403 МПа.
Недогрузка (417 -
403)100/417 = 3,5% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2),
где YF2 - коэффициент формы зуба,
β = 1 - β/140 = 1 - 8,11/140 = 0,942,
KFα = 1,91 - для косозубых колес,
KFβ = 1 - для прирабатывающихся зубьев
KFv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 22 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 22/0,9903 = 22,7 → YF1 = 3,96,
при z2 =110 → zv2 = z2/(cosβ)3 =110/0,9903 = 113,4 → YF2 = 3,60.
σF2 =
3,60·0,942·886·1,0·1,0·1,04/1,5·32 = 65,1 МПа < [σ]F2
σF1 = σF2YF1/YF2 =
65,1·3,96/3,60 = 71,6 МПа < [σ]F1.
Так как расчетные напряжения σH
< [σH]
и σF
< [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит
передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь
срок службы.
5.
Расчет открытой цепной
передачи
Шаг цепи
где [p] = 30 МПа - допускаемое давление в
шарнирах.
Кэ - коэффициент эксплуатации
Кэ = КдКсКqКрегКр,
где Кд = 1 - коэффициент динамической нагрузки,
Кс = 1,5 - смазка периодическая,
Кq = 1,0 -
положение передачи горизонтальное,
Крег = 1,25 - нерегулируемая передача,
Кр = 1 - работа в одну смену.
Кэ = 1,5×1,25 = 1,88.
z1 - число зубьев малой звездочки,
1
= 29 - 2u = 29 - 2×2,47= 24,1,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 25
р = 2,8(73,8×103×1,88/25×30)1/3
= 16,0 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 19,05 мм:
разрушающая нагрузка Q =
31,8 кН;
масса одного метра цепи q =
1,9 кг/м;
диаметр валика d1 = 5,94 мм;
ширина внутреннего звена b3 = 12,70 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
2
= z1u = 25×2,47 = 61,8
Принимаем z2 = 61
Фактическое передаточное число
2
= z2/z1 = 61/25 = 2,44
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Δu = (2,47- 2,44)100/2,47= 1,2% допустимо 4%
Межосевое расстояние
ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 - 8D2]0,5}
где Lp - число звеньев цепи,
zc - суммарное число зубьев,
c =z1+z2 = 25+61 = 86,
D = (z2 - z1)/2p = (61 - 25)/2p = 5,73.p = 2ap+0,5zc+D2/ap = 2×40+0,5×86 + 5,732/40 =
123,8
где ар = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp =
124
ар = 0,25{124 - 0,5×86+[(124 - 0,5×86)2 - 8×5,732]0,5} = 40,1
a = app = 40,1×19,05 = 764 мм.
Длина цепи
= Lpp = 124·19,05= 2362 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
д = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
д1 = 19,05/[sin(180/25)] = 152 мм,
ведомая звездочка:
д2 = 19,05/[sin(180/61)] = 370 мм.
Диаметры выступов
e = p(K+Kz - 0,31/l)
где К = 0,7 - коэффициент
высоты зуба
l - геометрическая характеристика зацепления,
Кz
- коэффициент числа зубьев
l = р/d1 = 19,05/5,94 = 3,21,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,92,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/61= 19,40,e1
= 19,05(0,7+7,92 - 0,31/3,21) = 162 мм,e2 = 19,05(0,7+19,40 -
0,31/3,21) = 381 мм.
Диаметры впадин:
f = dд - (d1 - 0,175dд0,5)
Df1= 152 -
(5,94 - 0,175×1520,5) = 148 мм
Df2= 370 -
(5,94 - 0,175×3700,5) = 367
мм
Ширина зуба:
= 0,93b3 - 0,15 = 0,93×12,70 -
0,15 = 11,66 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 11,66+2×1,6 = 14,86 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения
меньшей звездочки
[n] = 15×103/p = 15×103/19,05 = 787 об/мин
Условие n =
190 < [n] = 787 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
= 4z1n2/60Lp = 4×25×190/60×124 = 2,6
Допускаемое число ударов
цепи:
[U] = 508/p =
508/19,05 = 27
Условие U
< [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
= z1pn2/60×103
= 25×19,05×190/60×103 = 1,51
м/с
Окружная сила:
t = Р2/v = 1468·103/1,51
= 972 H
Давление в шарнирах цепи
= FtKэ/А,
где А - площадь проекции
опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 5,94×12,70 = 75 мм3.
р = 972×1,88/75 = 24,4 МПа.
Условие р < [p] =
30,3 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
= Q/(kдFt+Fv+F0)
где Fv -
центробежная сила
F0 -
натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2
= 1,9×1,512 = 4 H0 = 9,8kfqa
= 9,8×6×1,9×0,764 = 85 H
где kf =
6 - для горизонтальной передачи.
= 31800/(1×972+ 4+85) =
30,0 > [s] = 8,0 [1c.94].
Сила давления на вал
в = kвFt+2F0 = 1,15×972+2×85 =
1288 H.
где kв = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.
Так как условия р < [p] и s
> [s] выполняются, то можно утверждать, что данная
передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных
условиях весь срок службы.
6.
Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
окружная Ft = 886 Н
радиальная Fr = 326 H
осевая Fa = 126 H
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
м
= 100·Т11/2 = 100·15,31/2 = 391 Н
Консольная силы действующие на тихоходный вал Fв = 1288 H.
Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
7.
Разработка чертежа
общего вида редуктора
Материал быстроходного вала - сталь 45,
термообработка - улучшение: σв = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение [τ]к
= 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т - передаваемый момент;
1 = (15,3·103/π10)1/3 = 20
мм
Ведущий вал редуктора
соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм,
1 = (0,8¸1,2)dдв = (0,8¸1,2)28 = 22¸34 мм
принимаем диаметр выходного
конца d1 = 25 мм;
длина выходного конца:
1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)25 = 25¸38 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
2 = d1+2t = 25+2×2,2 = 29,4 мм,
где t = 2,2 мм -
высота буртика;
длина вала под уплотнением:
2 » 1,5d2 =1,5×30 = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник:
4 = d2 = 30 мм.
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
1 = (73,8·103/π15)1/3 = 29 мм
принимаем диаметр выходного
конца d1 = 30 мм;
Диаметр вала под уплотнением:
2 = d1+2t =
30+2×2,2 = 34,4 мм,
где t = 2,2 мм -
высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм .
Длина вала под уплотнением:
2 » 1,25d2 =1,25×35 = 44 мм.
Диаметр вала под подшипник:
4 = d2 = 35
мм.
Диаметр вала под колесом:
3 = d2 + 3,2r =
35+3,2×2,5 = 43,0 мм,
принимаем d3 = 45 мм.
Выбор подшипников
Предварительно назначаем
радиальные шарикоподшипники легкой серии №206 для быстроходного вала и №207 для
тихоходного вала.
Условное обозначение
подшипника
|
d мм
|
D мм
|
B мм
|
С кН
|
С0 кН
|
№206
|
30
|
62
|
16
|
19,5
|
10,0
|
№207
|
35
|
72
|
17
|
25,5
|
13,7
|
8.
Расчетная схема валов
редуктора
Схема нагружения быстроходного вала
Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры А
åmA = 41Ft - 82BX + Fм∙86 = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
X = [886·41
+ 391·86]/82 = 853 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX + FМ - Ft = 853 + 391 - 886 =
358 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1
= 853·41 = 35,0 Н·м
MX2
= 391·86 = 33,6 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры А
åmA = 41Fr - 82BY - Fa1d1/2 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (326·41 -126·33,33/2)/82 = 137 H
AY = Fr - BY = 326 - 137 = 189 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 189·41 = 7,7 Н·м
MY = 137·41 = 5,6 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)0,5 = (3582 + 1892)0,5
= 405 H
B= (BХ2
+ BY2)0,5 = (8532 + 1372)0,5
= 864 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры С
åmС = 42Ft - 84DX + 160Fв = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
DX = (886·42 + 1288·160)/84 = 2896 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
CX = DX - Ft - Fв = 2896 - 886 - 1288 = 722 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1
= 722·42 = 30,3 Н·м
MX2
=1288·76 = 97,9 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры С
åmС = 42Fr1+Fa2d2/2 - 84DY = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
Y = [326·42 +126·166,67/2]/84 = 288 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
Y = Fr - DY = 326 - 288 = 38 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
X1
= 38·42 = 1,6 Н·м
MX2
= 288·42 = 12,1 Н·м
Суммарные реакции опор:
= (7222 + 382)0,5 = 723 H
D =
(28962 + 2882)0,5 = 2910 H
9.
Проверочный расчет
подшипников
9.1 Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка
Отношение Fa/Co = 126/10,0×103 = 0,013 ® е = 0,19 [1c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение Fa/B =126/864 = 0,15 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0
= (XVFr + YFa)KбКТ
где Х - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;
V = 1
- вращается внутреннее кольцо;
Fr = В - радиальная нагрузка;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
Kб
=1,3- коэффициент
безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Р = (1,0·1·864+0)1,1·3 = 1123 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573ωL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 1123(573·99,5·14000/106)1/3 =10419
Н < C = 19,5 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(19,5×103 /1123)3/60×950 = 91852 часов,
больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.
9.2 Тихоходный вал
Отношение Fa/Co = 126/13,7×103 = 0,009 ® е = 0,18 [1c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение Fa/B =126/2910= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0
Эквивалентная нагрузка
Р = (1,0·1·2910+ 0)1,3·1 = 3783 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573ωL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 3783(573·19,9·14000·106)1/3 =
20522 < C = 25,5 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(25,5×103 /3783)3/60×190 = 26866 часов,
больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.
10. Конструктивная компоновка привода
10.1
Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса. Диаметр ступицы:
ст = 1,55d3 =
1,55·45 = 70 мм.
Длина ступицы:
ст = b = 32 мм,
Толщина обода:
= 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05·32 = 6
мм
принимаем S = 8
мм
Толщина диска:
С = 0,25b =
0,25·32 = 8 мм
10.2
Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7. Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки
шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня
выполняется заодно с валом.
Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,
принимаем n = 1,0 мм.
10.3 Выбор соединений
В
проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий
момент, применяются шпоночные соединения.
Используем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки
принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для
косозубого колеса Н7/r6.
10.4 Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых
узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора
применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция
выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных
уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в
уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между
подшипником и врезной крышкой подшипника.
10.5
Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,025ат + 3 = 0,025·100 + 1 = 3,5 мм
принимаем d =
8 мм
Толщина фланцев
= 1,5d =
1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20
мм
Диаметр болтов:
фундаментных
1 = 0,036aт + 12 =
0,036·100 + 12 = 15,6 мм
принимаем болты М16;
крепящих крышку к корпусу у
подшипников
2 = 0,75d1 =
0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
соединяющих крышку с корпусом
3 = 0,6d1 = 0,6·20
= 12 мм
принимаем болты М12.
10.6 Конструирование элементов открытых передач
Ведущая
звездочка
Делительный диаметр звездочки dд1 = 152 мм
Ширина зуба b = 11,66 мм
Толщина диска С = 14,86 мм
Диаметр проточки
Dc = p∙ctg(180/z) -
1,5h = 19,05ctg(180/25) - 1,5∙18,2 = 115 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 30 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙30 = 46 мм
Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)30 = 24…45 мм
принимаем lст = 40 мм.
Ведомая звездочка
Делительный диаметр звездочки dд1 = 370 мм
Диаметр проточки
c = p∙ctg(180/z) - 1,5h =
19,05ctg(180/61) - 1,5∙18,2 = 342 мм
Диаметр вала под звездочкой
= (16·167,5·103/π20)1/3 = 35 мм
Диаметр ступицы внутренний d = 35
мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙35 = 54 мм
принимаем dст = 54 мм
Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)35 = 28…52 мм
принимаем lст = 50 мм.
10.7 Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора
выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым
передаваемым моментом [T]
=125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1
= 2,5·15,3 = 38 Н·м < [T]
= 2,5 - коэффициент режима нагрузки для элеватора
Условие выполняется
10.8 Смазывание
Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла
брызговиками, установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны
= (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)1,521 » 1,0 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,65 м/с и контактном напряжении σв=403 МПа ® n
=28·10-6 м2/с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за
счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с,
то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом
УТ-1.
11. Проверочные расчеты
11.1
Проверочный расчет шпонок
Выбираем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h - высота шпонки;
t1 - глубина паза;
l -
длина шпонки
b -
ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.
Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·15,3·103/25(7-4,0)(32-8)
= 17,0 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 14×9×25. Материал ступицы - сталь,
допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·73,8·103/45(9-5,5)(25-14)
= 85,2 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×32. Материал ступицы - сталь,
допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·73,8·103/30(8-5,0)(32-10)
= 68,3 МПа
Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется,
следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
11.2
Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты
рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие
растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
в
= 0,5DY = 0,5∙288 =144 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 - постоянная нагрузка,
коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без
прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел
прочности σв
= 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
p = [Kз(1 - х) + х]Fв = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]144 = 194 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = πdp2/4 = π(d2 - 0,94p)2/4
= π(12 - 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙194/84 = 3 МПа < [σ] = 75 МПа
11.3 Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений
обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
·
при изгибе s-1 » 0,43×sВ = 0,43×780 = 335 МПа;
·
при кручении t-1 » 0,58×s-1 = 0,58×335 = 195
МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = Мх = 33,6 Н·м
Осевой момент сопротивления
= πd3/32 = π303/32 = 2,65·103 мм3
Полярный момент сопротивления
p = 2W = 2·2,65·103 = 5,30·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 33,6·103/2,65·103 = 12,7 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T1/2Wp = 15,3·103/2·5,30·103 = 2,9 МПа
Коэффициенты:
σ/eσ = 3,3; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·3,3 + 0,4 = 2,4
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ
= σ-1/(kσσv/eσ) = 335/3,3·12,7 = 8,0
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
t = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(2,40·2,9 + 0,1·2,9) = 26,9
Общий коэффициент запаса прочности
= sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 8,0·26,9/(8,02 + 26,92)0,5 = 7,6 > [s] = 2,5
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным
с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент
Ми = 97,9 Н·м.
Осевой момент сопротивления
= πd3/32 = π353/32 = 4,21·103 мм3
Полярный момент сопротивления
p = 2W = 2·4,21·103 =8,42 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 97,9·103/4,21·103 = 23,3 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T2/2Wp = 73,8·103/2·8,42·103 = 8,8 МПа
Коэффициенты:
σ/eσ = 3,5; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ
= σ-1/(kσσv/eσ) = 335/3,5·23,3 = 4,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
t = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(2,50·8,8 + 0,1·8,8) = 8,5
Общий коэффициент запаса прочности
= sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 4,1·8,5/(4,12 + 8,52)0,5 = 3,7 > [s] =
2,5
12.
Технический уровень
редуктор
Условный
объем редуктора
= LBH = 230∙150∙300 = 10,4∙106
мм3
L = 230 мм - длина редуктора;
В = 150 мм -
ширина редуктора;
Н = 300 мм -
высота редуктора.
Масса
редуктора
= φρV∙10-9 = 0,45∙7300∙10,41∙106∙10-9
= 34 кг
где φ
= 0,45 - коэффициент
заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m/T2 = 34/73,8 = 0,46
При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а
редуктор морально устаревшим.
Литература
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.:
Высш. шк., 1991.-432 с.
. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский,
К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и
механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.
. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.
. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. -
М.:Высш. шк., 2002.
. Альбом деталей машин.
. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3
- М.:Машиностроение, 1978.
. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по
машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.