125888 (690741), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

в плоскости yz:

R_GY = (F_r2k - F_t3 (k+l+m)) / (k+l) = (360·46,5 - 2342·141,5) /93= - 3383 Н

R_FY = (F_r2l + F_t3m) / (k+l) = (360·46,5 + 2342·48,5) /93= 1401 Н

Проверка: R_GY + R_FY - F_r2 + F_t3 = - 3383 + 1401 - 360 + 2342 = 0.

Суммарные реакции:

R_G = = = 3450 H;

R_F = = = 1636 H;

Опасное сечение - опора G. Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл.10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = F_a3d₃/2 - F_r3m = 234·0,0304 - 820·0,0485 = - 32,7 Н·м;

М_х = F_t3m = 2342·0,0485 = 113,6 Н·м;

М_сеч = = = 118 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 118 · 10^3/0,1 · 30³ = 43,7 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_2/2 · 0,2d³ = 76 · 10^3/0,4 · 30³ = 7 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/K_σД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/}K_τД = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/43,7 = 2,2; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/7 = 13

S = S_σ S_τ / = 2,2 · 13/ = 2,57 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7206,

С = 38 кН, С₀ = 25,5 кН, d×D×B = 30×62×16

Эквивалентная нагрузка:

Q_э = (XVR_G + YF_a3) K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка R_G = 3450 H; осевая нагрузка F_a3 = 234 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности K_б = 1,3; К_Т = 1.

Отношение F_a3/С_о = 234/25500 = 0,009;

этой величине соответствует е = 0,26.

Отношение F_a3/R_G = 234/3450 = 0,07 < е; Х = 0,56; Y = 1,71.

Q_э = (0,56·3450 + 1,71· 234) ·1,3 = 3032 H.

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃ (C / Q_э) ^m (10^6/60n₂) = 0,8 · (38/3,032) ³ · (10^6/60 · 360) = 7,2 · 10⁴ ч

7,2 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

Расчет тяговой звездочки.

Цепь: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 125 мм. Окружная сила на звездочке: F_t = 4,5 кН. Скорость тяговой цепи: V = 0,4 м/с. Число зубьев звездочки:

Z = 7.

D_Ц = 21 мм - диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

λ = t / D_Ц = 125/21 = 5,95

Шаг зубьев звездочки: t_Z = t = 125 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180/7) = 2,3048;

в мм: d_д = d_t · t = 2,3048 · 125 = 288,1 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t (K + K_Z - 0,31/λ) = 125 (0,7 + 2,08 - 0,31/5,95) = 341 мм

К = 0,7 - коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 7) = 2,08 - коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д - (D_Ц + 0,175 ) = 288,1 - (21 + 0,175 ) = 264,13 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5 (D_Ц - 0,05t) = 0,5 · (21 - 0,05 · 125) = 7,38 мм.

Половина угла заострения зуба: γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба: β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 7 = 86 º

Ширина зуба звездочки:

b_fmax = 0,9b₃ - 1 = 0,9 · 31 - 1 = 26,9 мм;

b_fmin = 0,87b₃ - 1,7 = 0,87 · 31 - 1,7 = 25,27 мм;

b_f = 26,085 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 b_f = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.

Диаметр венца:

D_C = tK_Z - 1,3h = 125 · 2,08 - 1,3 · 40 = 208 мм.

Окружная сила на звездочке: F_t = 4,5 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:

F_r = 1,15F_t = 1,15 · 4,5 = 5,18 кН.

Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d_пр = = = 56,2 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø56 мм, под подшипники - Ø60 мм, под тяговую звездочку - Ø65 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 7500 H

F_t = 4500 H, F_r = 5180 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Lx (s + t) - F_ts = 0; R_Lx = F_ts / (s + t) = 4500 · 0,2/0,4 = 2250 H

R_Kx = F_t - R_Lx = 4500 - 2250 = 2250 H

M_y = R_Kxs = 2250 · 0,2 = 450 H · м

R_Ly = F_rs / (s + t) = 5180 · 0,2/0,4 = 2590 H

R_Ky = F_r - R_Ly = 5180 - 2590 = 2590 H

M_x = R_Kys = 2590 · 0,2 = 518 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M (s + t + p) - R_LFм (s + t) = 0;

R_LFм = F_M (s + t + p) / (s + t) = 7500 · 0,5/0,4 = 9375 H

R_KFм = R_LFм - F_M = 9375 - 7500 = 1875 H

R_L = = = 3431 H

R_K = = = 3431 H

Для расчета подшипников:

R_L' = R_L + R_LFм = 3431 + 9375 = 12806 H

R_K' = R_K + R_KFм = 3431 + 1875 = 5306 H

Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл.10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_LFм / 0,1d₄³ = 750 · 10^3/0,1 · 60³ = 34,7 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_вых / 2 · 0,2d₄³ = 900 · 10^3/0,4 · 60³ = 10,4 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл.10.13 [2] ; К_τ / К_dτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл.10.8 [2] ; K_V = 1 табл.10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1/К_Fσ - 1) · 1/K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1/К_Fτ - 1) · 1/K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1/K_σД = 360/3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _{- 1/}K_τД = 200/2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7/34,7 = 2,7; S_τ = τ _{- 1Д} / τ _а = 91/10,4 = 8,4

S = S_σ S_τ / = 2,7 · 8,4/ = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С₀ = 31 кН, d×D×B = 60×110×22

Q_L = R_L' K_δ K_T = 12806 · 1,3 · 1 = 16648 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃ (C / Q_L) ^m (10^6/60n_вых) = 0,8 · (52/16,648) ³ · (10^6/60 · 27) = 1,5 · 10⁴ ч

1,5 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;

d×D×B = 60×130×31, тогда:

L_h = 0,7 · (151/16,648) ^3,3 · (10^6/60 · 27) = 6,2 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

Смазка.

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл.11.1 [2]:

V₁ = 3,1 м/с - V_40° = 27 мм²/с, V₂ = 1,15 м/с - V_40° = 33 мм²/с

V₃ = 0,45 м/с - V_40° = 35 мм²/с, V_40°ср = 31 мм²/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

Проверка прочности шпоночных соединений.

Напряжение смятия:

σ_см = 2М / d (l - b) (h - t₁) < [σ] _см = 120 МПа

Вал электродвигателя Ø28 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 20 · 10^3/28 · (28 - 7) (7 - 4) = 22,6 МПа < [σ] _см

Промежуточный вал (третий) Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 40, t₁ = 5,5 мм.

σ_см = 2 · 250 · 10^3/45 · (40 - 14) (9 - 5,5) = 103 МПа < [σ] _см

Промежуточный вал (второй) Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 32, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 76 · 10^3/35 · (32 - 10) (8 - 5) = 65,8 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø56 мм, шпонка 16 × 10 × 70, t₁ = 6 мм.

σ_см = 2 · 930 · 10^3/56 · (70 - 16) (10 - 6) = 118,3 МПа < [σ] _см

Ведомый вал Ø65 мм, шпонка 18 × 11 × 70, t₁ = 7 мм.

σ_см = 2 · 930 · 10^3/65 · (70 - 18) (11 - 7) = 116 МПа < [σ] _см

Приводной вал Ø65 мм, шпонка 18 × 11 × 70, t₁ = 7 мм.

σ_см = 2 · 900 · 10^3/65 · (70 - 18) (11 - 7) = 109,2 МПа < [σ] _см

Выбор муфт.

При проектировании компенсирующе-предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Муфта 1000-56-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 1000 Н · м, D × L = 220 × 226.

В нашем случае: М₄ = 930 Н · м

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]

Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой: М_ном = 930 Н · м

Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:

М = 1,25М_ном = 1,25 · 930 = 1162,5 Н · м

Радиус расположения поверхности среза: R = 28 мм

Материал предохранительного штифта:

Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σ_в = 490 МПа

Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетный предел прочности на срез штифта:

τ_ср = К · σ_в = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметр предохранительного штифта:

d = = = 0,0045 м, d = 4,5 мм

Предельный вращающий момент (проверочный расчет):

М = πd²r τ_ср /4 = 3,14 · 0,0045² · 0,028 · 333,2 · 10^6/4 = 1162,5 Н · м

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин,

2. Москва, "Машиностроение", 1988 г.

3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин,

4. Москва, "Высшая школа", 1998 г.

5. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

6. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин,

7. Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.

Характеристики

Список файлов курсовой работы