- •Курсовой проект
- •Оглавление
- •Техническое задание № 009
- •Введение
- •Расчет мощности и выбор двигателя
- •Кинематический и силовой анализ
- •Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
- •Расчет косозубой цилиндрической передачи
- •Проверочный расчет
- •Проектный расчет валов. Подбор подшипников
- •5.1. Входной вал
- •5.2. Выходной вал
- •Расчет элементов корпуса редуктора
- •Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- •7.1. Входной вал
- •7.2. Выходной вал
- •Проверочный расчет выходного вала Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
- •8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
- •9. Проверочный расчет подшипников выходного вала
- •10. Подбор соединительной муфты
- •11. Подбор смазки и уплотнений валов
Проверочный расчет выходного вала Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
Нагрузка на вал: Ft2 =723,32H H; Fr2 = 265 H;
Расстояния между опорами: l1 = 54мм; l2 = 54 мм
Плоскость Axz – действует сила Ft2
∑МА = 0; RBz ∙ (l1 + l2) - Ft2 ∙ l1=0
= ; RАz= Ft2-RBz = 723-361,5=361,5 Н
Изгибающий момент на участке х1:
Мz1= RАz∙х1; при х1=0 Мz1= 0;
при х1= l1 Мz1= RАz∙ l1 =361,5·54= 19521 Н∙мм
Плоскость Aуx – действует сила Fr2
∑МА = 0;
=
= 265-132,5 = 132,5 Н
Изгибающий момент на участке х1:
Му1= RАу∙х1;
при х1=0 Му1= 0;
при х1= l1 Му1= RАу∙ l1= 7155 Н∙мм
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Миmax = = = 20790,94 Н∙мм
Крутящий момент на валу Т = Твых∙103=40∙103 Н∙мм
8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
Вал изготавливаем из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности σв=620 МПа и пределами выносливости на изгиб σ-1 и кручение τ-1:
σ-1=0,43∙ σв=0,43∙620=267 МПа
τ-1=0,58∙ σ-1=0,58∙267=155 МПа
Коэффициенты концентрации напряжений
kσ=0,9+0,0014∙σв=0,9+0,0014∙620=1,768
kτ=0,6+0,0016∙σв=0,6+0,0016∙620=1,592
Масштабные факторы
εσ=0,984-0,0032∙dк2=0,984-0,0032∙45=0,84
ετ=0,86-0,003∙dк2=0,86-0,003∙45=0,725
Коэффициент шероховатости: β = 0,92
Коэффициенты асимметрии цикла: ψσ = 0,2; ψτ = 0,1
Осевой W и полярный Wр моменты сопротивления
W=0,1∙ - =0,1∙ - =6357,85 мм2
Wр=0,2∙ - =0,2∙ - =13249,95 мм2
где b, t1 – ширина и глубина шпоночного паза на валу.
Напряжения в опасном сечении
σа= = =3,2 МПа;
τа=τm= = =1,5 МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
nσ= = =37,92
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения
nτ= = =41,66
Общий коэффициент запаса усталостной прочности
n= = =28,04
Проверка условия прочности n = 28,04 > [n]=1,7.
Условие выполняется
9. Проверочный расчет подшипников выходного вала
|
Реакции опор: RАz = 361,5 Н RАу = 132,5 Н RВz = 361,5 Н RВу = 132,5Н |
Динамическая грузоподъемность подшипников Сr = 30600Н
Полные реакции опор
RB= = =336,34 H RA= = =336,34 H
Параметр осевого нагружения: е = 1,5∙tg15° = 0,402
Приведенная радиальная нагрузка при отсутствии осевых сил:
Р= =
где V = 1 – коэффициент вращения; Kб = 1,4 – коэффициент безопасности;
Kт = 1 − температурный коэффициент; R – большее значение из полных реакций опор RA И RB.
Долговечность подшипников
Lh= = =10765935,14час > tΣ = 1401,6 час,
где tΣ – суммарное время работы передачи.
10. Подбор соединительной муфты
Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76.
Проверка на передаваемый момент Тр:
Тр=КН ∙Т1 =2 ∙11,53=23,06 ≤ [63] Нм
где KН = 2 – коэффициент режима работы, Т1 – момент на входном валу,
[Т] = 63 Нм – момент, передаваемый стандартной муфтой
11. Подбор смазки и уплотнений валов
Сорт масла выбирается по кинематической вязкости, которая зависит от величины контактных напряжений в зубьях σН и окружной скорости колеса vокр.
Для смазки редуктора при расчетном контактном напряжении σН = 435 МПа и окружной скорости
vокр= = =2,4 м/с
выбираем масло Индустриальное И-30А.
Для уплотнения валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.