125442 (577850), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

3.4 Перевiрочний розрахунок зубчатоi передачi.

3.4.1 Виконуємо перевірочний розрахунок по контактному напруженню для зубців колеса:

G_Н = [G_Н]=392 МПа,

де z_M = МПа^1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

z_H = - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_ε = - коефіцієнт торцевого перекриття зуба,

К_Нα = 1,0,

К_Н = 1,08,

К_НV = 1,1,

G_H = МПа.

Вимоги по контактному напруженню для зубців колеса виконуються.

3.4.2 Виконуємо перевірочний розрахунок на втому при згибі:

G_Fi = [G_Fi],

де F_tF - колова сила,

F_tF= н,

К_А = 1 – коефіцієнт роботи,

К_Fα = 1 - коефіцієнт нерівномірності навантаження мiж зубцями,

К_F = 1,12 – коефіцієнт нерівномірності навантаження,

К_FV = 1,13 – коефіцієнт динамічного навантаження,

Y_FSi – коефіцієнт форми зубців (рис. 8.20 [2])

для не коригованих зубчастих коліс х = 0 знаходимо:

Y_FS1 = 4,1, Y_FS2 = 3,62,

Y_β = 1 – коефіцієнт кута нахилу зуба,

Y_ε = 1 - коефіцієнт перикриття зуба,

G_F1 = ≤ [G_F1] = 343МПа,

G_F2 = ≤ [G_F2] = 206 МПа,

Вимоги по перевірочний розрахунок на втому при згин виконуються.

3.4.3 Виконуємо перевірочний розрахунок на контактну та згінну міцність при дії максимального навантаження (МПа):

,

G_FMi = ≤ [G_FMi],

G_FM1 = ≤ [G_FM1] = 1420 МПа,

G_FM1 = ≤ [G_FM1] = 549 МПа,

Вимоги по розрахунок на контактну та згінну міцність виконуються.

Отримали всi даннi.

4. перевірочний розрахунок веденого вала

Вихідні дані:

Т = 886.8 нм;

а = в = 64 мм;

с = 97 мм.

4.1. Вибираємо матеріал для виготовлення вала (табл. 5.1)

Сталь 45, нормалізована НВ = 200;

Механічні характеристики:

_В = 610 МПа; _Т = 360 МПа;

_т = 210 МПа; _-1 = 270 МПа;

_-1 = 150; = 0,1; = 0,05.

4.2 Визначаємо сили, що діють на вал (н):

F_t = – колова сила;

F_r = F_t tg = 4411 tg20 = 9868– радіальна сила;

F_М = – радіальна сила муфти,

де D₁ = 210 мм – діаметр розташування пальців (табл. 36).

4.3 Розробляємо розрахункову схему вала з діючими силами

4.4 Визначаємо реакції в опорах вала у вертикальній площині:

;

=-1223н;

;

н.

Перевірка:

;

6533-9868 +1223+2111=0

4.5 Будуємо епюру згинаючих моментів у вертикальній площині (нм):

;

.

4.6 Визначаємо реакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):

.

4.7 Будуємо епюру згинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):

.

4.8 Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів (нм):

.

4.9 Будуємо епюру обертового моменту (нм):

М_об = Т = 886.8.

4.10 Визначаємо небезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.

Небезпечний переріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходить через точку К.

4.11 Визначаємо приведений момент в небезпечному перерізі (нм):

.

4.12 Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:

мм d_кон = 45 мм;

МПа.

4.13 Перевіряємо вал на втомну міцність

Знаходимо небезпечний переріз при розрахунку на втомленність. Він проходить через точку К, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковий паз та посадка маточини колеса на вал

,

де n, n, n - запас міцності загальний, нормальний, дотичний.

4.14 Визначаємо запас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):

,

де G_-1 = 270 МПа – границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;

К = 1,73 - коефіцієнт концентрації напружень;

К_d = 1,9 – коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5);

К_F = 1,07 – коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6).

_а = МПа – амплітуда нормальних напружень

мм³ – осьовий момент опору переріза (табл. 5.9)

.

4.15 Визначаємо запас міцності за дотичними напруженнями

(асиметричний цикл – откольовий)

,

де _-1 = 150 МПа – межа втомленності матеріалу при асиметричному циклі;

К = 1,55– коефіцієнт концентрації напружень;

_а = _m = МПа

– амплітудні та середні значення дотичних напружень;

мм³ – полярний момент опору перерізу (табл. 5.9);

= 0,05 – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;

.

4.16 Визначаємо загальний запас міцності від втомленності у перерізі:

[n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (стор. 185 [1]).

4.17 Перевіряємо статичну міцність при перевантаженні (МПа):

_еквIV =

_3Г = ;

_кр = ;

[]_p = 0,8∙_т = 0,8 360 = 288 , (стор. 302);

_еквIV = = 288.

5. Перевірний розрахунок пІдшипників кочення веденого вала

Вихідні дані:

d = 60 мм;

n = 70 об/хв.;

5.1 Спочатку вибираємо радіальний підшипник середньої серії 312, у якого (табл. 15):

С = 37800н – динамічна вантажність;

С₀ = 26700 н – статична вантажність.

5.2 Визначаємо реакції в опорах вала (н):

;

.

Розрахунок ведемо для опори В; F_r = F_B = 5083н.

5.3 Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження (н):

Р = Х∙V ∙Fr∙K_б∙К_t = 11 5083 1,5 1 = 7624

деХ = 1, V = 1 – коефіцієнт обертання;

K_б = 1,3 ... 1,5 – коефіцієнт безпеки (табл. 6.3);

K_t = 1 – температурний коефіцієнт (табл. 6.4 ).

5.4 Розрахункова довговічність

млн. об.

5.5 Розрахункова довговічність до появи ознак втомленності (год):

t = 5000.

5.6 Габаритні розміри підшипника 312 (табл. 15), мм:

d = 60;

D = 130 ;

В = 31.

5.7 Перевіряємо підшипник на статичну вантажність (н):

Р₀ = k_n∙F_r = 2,2∙9868 = 21709.6

Р₀ = 21709.6н С₀ = 26700.

6. Перевірний розрахунок шпонкових з’єднань веденого вала

6.1 Основним розрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:

_зм = _зм

_зм = 80 ... 150 МПа (стор. 191).

6.. Виконуємо перевірку шпонкових з’єднань (табл. 5.19).

7. Змащування редуктора

8.1 Змащування редуктора здійснюємо зануренням зубчастого колеса у масло, що знаходиться у нижній частині корпусу.

8.2 Визначаємо кількість мастила (л)

V = (0,35 ... 0,7) ∙N = (0,35 ... 0,7) 6.5= 0.8575..1.715

8.3 Глибина занурення зубчастого колеса (мм):

h = (3 ... 5) m = (3 ... 5) 4= (90...150).

8.4 Відстань від зубчатого колеса до днища корпусу (мм):

b₀ = (5 … 10) m = (5 … 10) 4= (15…30).

8.5 Визначаємо в’язкість мастила (табл. 3.61):

V₅₀ =180 (23) cCт.

8.6 Приймаємо мастило індустріальне 50 (табл. 6.10 ), яке може бути використане для змащування підшипників

Висновки

1. Достоїнством зубчасто-пасового привода є його простота конструкції; високий ступінь надійності та тривалість роботи.

2. Виконано розрахунок пасової та зубчастої передачі, а також виконано перевірний розрахунок вала, підшипників, шпонкових з’єднань та муфт.

3. Визначення профілю паса та їх кількість, зроблено з урахуванням допустимої потужності на один клиновий пас.

4. Розрахунок зубчастої передачі виконано з урахуванням контактних напружень для зубців колеса для запобігання втомного руйнування матеріалу.

5. Перевірка вала виконувалась на статичну та втомну міцність матеріалу, а також при перевантаженні.

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення виконано по динамічній та статичній вантажності.

7. Перевірка шпонок та муфт підтвердила конструктивну слушність використаних рішень.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Киркач М.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [учебн. пособие для техн. вузов].- 3-е перераб. и дополн.- Харьков: Основа, 2001 – 276 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для ВУЗов. - М.: Высш. шк.”, 2004

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)