- •Министерство образования рф
- •Привод к горизонтальному валу
- •Содержание
- •Техническое задание Кинематический анализ привода
- •Исходные данные
- •Выбор электродвигателя
- •Определение передаточных чисел механических передач привода.
- •Определение частот вращения и крутящих моментов на валах.
- •Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес.
- •Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни.
- •Определение допускаемых контактных напряжений для колеса.
- •Допускаемые изгибные напряжения
- •Определение допускаемых изгибных напряжений для шестерни.
- •Определение допускаемых изгибных напряжений для колеса.
- •Расчет цилиндрической косозубой передачи
- •Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •Проверочный расчет по контактным напряжениям.
- •Проверочный расчет по напряжениям изгиба
- •Геометрические характеристики зацепления
- •Ориентировочная оценка кпд редуктора
- •Определение усилий в зацеплении
- •Расчет цепной передачи
- •Расчет муфт
- •Расчет валов.
- •Проектировочный расчёт быстроходного вала цилиндрического редуктора.
- •Проектировочный расчет тихоходного вала цилиндрического редуктора.
- •Расчет валов на выносливость.
- •Расчет подшипников.
- •Выбор подшипников быстроходного вала.
- •Выбор подшипников тихоходного вала.
- •Расчет шпонок.
- •Выбор смазочного материала редуктора
- •Список литературы.
Проектировочный расчет тихоходного вала цилиндрического редуктора.
Длины участков тихоходного вала определены при предварительной компоновке см. рис. 7.
f2= 50 мм,l2= 72мм; а2=l2/2= 30 мм.
Определяем, согласно расчетной схеме на рис. 7, реакции опор:
– в вертикальной плоскости:
∑Мс(Fi) = –Ft2·a2+DY·l2= 0
DY =Н
∑МD = + Ft2 · a2 – CY · l2 = 0;
СY= Н
Проверка:
∑Yi= –Ft2+DY+CY= 0
–1337 + 668,5 + 668,5 = 0;
следовательно, реакции опор найдены верно.
– в горизонтальной плоскости:
∑Мс = – Fr2·a2– Миз+DX·l2= 0;
где Миз=Fa2·= 409 ·25,46 Н∙м;.
Тогда
DХ= Н
∑МD =Fr2·a2+CX·l2–Mиз= 0;
СX=Н;
Проверка:
∑ Хi=Fr2–DХ+CХ = 0
509 – 608 + 99 = 0;
Реакции DXиCХнайдены верно.
Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала колеса:
под подшипником С в вертикальной плоскости Мверт.С= 0;
в горизонтальной плоскости Мгор.С= 0;
от муфты: МмС=FrM∙f2= 400 ∙ 0,05 = 20 Н∙м;
Под колесом:
в вертикальной плоскости: Мк.верт=DY·a2= 668,5 · 0,036 = 24,1 Н·м
в горизонтальной плоскости: Мк.гор1=CX·a2=99·0,036 = 3,6 Н·м;
Мк.гор2 =DX ∙ а2= 608 ∙ 0,036 = 21,9 Н·м.
от муфты: МкМ=FrM∙f2∙ = 400 ∙ 0,05= 10 Н∙м;
Проверка:
в горизонтальной плоскости:
DX· а2+ СХ∙ а2=Mизг
608 ∙ 0,036 + 99 · 0,036 = 25,46 Н∙м;
25,46 Н·м = 25,46 Н·м
в вертикальной плоскости:
FrM=DY·a;
668,5 · 0,036 = 24,1 Н∙м;
24,1 Н·м = 24,1 Н·м
Таким образом, реакции найдены правильно. На основе полученных данных строим эпюры горизонтальных и вертикальных моментов, а также крутящего момента (рис. 7)
3.Определяем диаметры вала колеса в его характерных сечениях. Диаметр вала под муфту найден ранее dм = 28 мм.
Под подшипником С
для этого сечения имеем: Мгор= 0; Мверт= 0; МмС= 20 Н∙м; Т2= 82,9 Н·м;
МН·м;
Мэкв=Н·м;
dP ≥ 10 ·мм.
Принимаем dc = 30 мм, что позволит создать буртики для упора муфты.
Под подшипником Dпринимаем такой же диаметр:dC=dD= 30 мм.
Определяем расчетный диаметр вала под колесом, для этого сечения имеем:
Mгор= 21,9 Н·м; Мверт= 24,1 Н·м; Т2= 82,9 Н·м; МкМ= 20 Н∙м;
М = Н·м
Мэкв=Н·м;
dp.k.≥Н·м;
С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличиваем dp.k.на 10%;
получим dk= 25,7 · 1,1 = 28 мм.
полученный диаметр dk.округляем по ГОСТ 6636–69 с таким расчетом, чтобы диаметр под колесомdk≥dc+ (1…2) мм, т.е.dk= 28 + 7 = 35 мм.
Расчет валов на выносливость.
Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба по формуле:
S=;
где Sσ– коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям:
Sσ= ;
Sτ– коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям:
Sτ= ;
Здесь и– пределы выносливости при симметричном цикле, зависящие от марки материала, для стали 40Х= 260 МПа;= 150 МПа;
,– амплитуды напряжения цикла.
; где;
τа=τm=;;
,– среднее напряжение цикла.
=;
Kτ,Kσ– эффективные коэффициенты концентрации напряжений,соответственно [4, с. 171];
ετ,εσ– масштабные факторы, зависящие от размеров диаметров [4, с. 171];
βτ, βσ– коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости, зависят от состояния поверхности [4, с. 171];
Ψτ, Ψσ– коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла [4, с. 171].
Для колеса: dк= 35 мм; М = 42,6 Н·м;T2= 82,9 Н∙м;
Kτ= 1,25,Kσ= 1,6
ετ= 0.8,εσ= 0,9
βτ= 1, βσ= 1
Ψτ= 0,05, Ψσ= 0,1
МПа;МПа;
МПа.
Sσ= 14,4;Sτ= = 18,98;
S=;
Таким образом, по коэффициенту запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба обеспечено.
В нашем случае валы работают в условиях нерегулярного (нестационарного) режима нагружения. Поэтому, для более полного использования ресурсов прочности расчет ведут по эквивалентным напряжениям [1, с. 328]
σE = σa ·;
где:
σa– амплитуда напряжений;
n2– частота вращения тихоходного вала,n2= 209,9 мин–1;
tp– расчетный ресурс,tp= 8000 ч;
N0– базовое число циклов,N0= 4 · 106;
m= 9;
и– параметры режима нагрузки (рис. 2);
= (19· 0,4 + 0,69· 0,4 + 0,39∙ 0,2) = 0,404
σa= σизг= 10,12 МПа (для колеса)
Таким образом, получим:
σE = 10,12·МПа;
σE<[ σF]max= 900 МПа.