ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 08.04.2024
Просмотров: 131
Скачиваний: 0
СОДЕРЖАНИЕ
1 Энергетический и кинематический расчет привода
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
2.2Проектный расчёт быстроходной передачи
2.3.Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи
2.4.Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи
3. Проверочный расчет промежуточной передачи по контактным напряжениям
3.1. Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
4. Проектный расчёт валов привода.
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
4,2 Определение опасных сечений вала
4,3 Проверочный расчет вала на усталостную выносливость
5.Выбор и расчет подшипников привода
6.Выбор и расчет шпоночных соединений привода
Максимальные напряжения изгиба , МПа, и кручения , МПа, в опасном сечении:
, (1.23)
, (1.24)
Амплитуда цикла
- при изгибе:
- при кручении:
, (1.25)
Среднее напряжение цикла
- при изгибе: = 0
- при кручении:
, (1.26)
Коэффициент корректирующий влияние среднего напряжения цикла на сопротивление усталости:
- при изгибе:
, (1.27)
- при кручении:
, (1.28)
Для посадки:
Рассчитываем отношения:
, (1.29)
, (1.30)
где и ‑ коэффициенты учитывающие размеры вала;
‑ коэффициент, учитывающий размеры вала;
‑ коэффициент, учитывающий материал вала;
‑ коэффициент, учитывающий несущую способность соединения посадкой.
Коэффициенты , и находим по формулам:
, (1.31)
, (1.32)
, (1.33)
где d – диаметр опасного сечения вала, мм;
– удельное давление посадки навала, МПа.
Концентратором напряжений является канавка для выхода шлифовального круга, ее размеры выбираются в зависимости от диаметра вала d по таблице А.8 (ГОСТ 8820-69), а эффективные коэффициенты концентрации напряжений выбираются по таблице А.9
d=120мм; b=3мм; dj=d-0.5=55-0.5=119.5мм; r=1мм.
При σB=570 Мпа, Кσ=1,8, Кτ=1.55.
Коэффициенты, учитывающие размеры вала:
, (1.34)
, (1.35)
где и ‑ показатели степени, зависящие от материала вала
Показатели степени:
, (1.36)
, (1.37)
Коэффициенты учитывающие качество поверхности:
, (1.38)
, (1.39)
Коэффициент , учитывающий наличие поверхностного упрочнения принимаем равным 1.
Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении :
, (1.40)
, (1.41)
Коэффициенты запаса сопротивления усталости при изгибе и кручении :
; (1.42)
. (1.43)
Суммарный коэффициент запаса сопротивления усталости
. (1.44)
5.Выбор и расчет подшипников привода
По диаметрам валов выбираем подшипники качения:
- для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов шариковые радиально-упорные
- для приводного вала шариковые радиальные сферические двухрядные
Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Подшипники качения
Назначение вала |
Обозначение подшипников |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
C, кН |
C0, кН |
Тихоходный |
46124 |
120 |
180 |
28 |
101 |
80,8 |
Промежуточный |
46212 |
60 |
130 |
25 |
78,4 |
53,8 |
Быстроходный |
209 |
45 |
85 |
19 |
32,2 |
18,6 |
Приводной |
206 |
30 |
62 |
16 |
19,5 |
10 |
В примере расчета тихоходного вала редуктора были подобраны подшипники радиально-упорные шариковые 46124 с углом α = 26°. Внутренний диаметр dп = 120 мм, наружный диаметр Dп = 120 мм, ширина bп = 28 мм. Необходимо обосновать выбор подшипников и проверить на статическую и динамическую грузоподъемность. Нагрузка с умеренными толчками, температура подшипника не превышает 100 °С.
Из примера расчета привода частота вращения тихоходного вала редуктора n = 10,54 мин‒1.
Из примера расчета тихоходной передачи редуктора ресурс привода tΣ = 29120 ч. Режим нагружения средний равновероятный (режим II), допускается трехкратная перегрузка. Осевая сила, действующая в зубчатом зацеплении, определена по формуле: Fa = 2483,108 Н. Из примера расчета вала суммарные радиальные реакции опор RA = 13013 H, RB = 17348,89 H.
Для выбранного подшипника 46124 уточняем по справочным данным паспортные (базовые) значения динамической грузоподъемности С = 101 кН, статической грузоподъемности С0 = 80,8 кН.
Отношение осевой силы к базовой статической грузоподъемности:
= = 0,03.
Интерполируя данные, находим:
e = 0,34 − = 0,297.
Осевые составляющие реакций от радиальных нагрузок:
= e ⋅ ; (5.1)
= 0,297 ⋅ 13013 = 3864,86 H;
= e ⋅ ; (5.2)
= 0,297 ⋅ 17348,89 = 5152,62 H.
Из условия равновесия сил, действующих вдоль оси вала:
= − − ; (5.3)
= + ; (5.4)
= 2483,108 + 5152,62 = 7635,72 H;
– условие выполняется;
= − ; (5.5)
= 7635,72 – 2483,108 = 5152,62 H;
– условие выполняется.
Так как задан режим работы II, принимаем KE = 0,63.
Определяем средние величины реакций опор:
= ⋅ ; (5.6)
= 0,63 ⋅ 7635,72 = 4810,5 H;
= ⋅ ; (5.7)
= 0,63 ⋅ 13013 = 8198,19 H;
= ⋅ ; (5.8)
= 0,63 ⋅ 5152,62 = 3246,15 H;
= ⋅ ; (5.9)
= 0,63 ⋅ 17348,89 = 10929,8 H.
Уточняем соотношение для левого подшипника, где действует осевая реакция (и как более нагруженного), по формуле:
= = 0,059; e = 0,059.