Материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления пользователям Интернета и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.
© 2018 - 2024
Расчёт моментов 1-го вала
1 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = 0 Н · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 0 = 0 H · мм
2 сечение
Mx = Ry1 * L1 =
580,78 * 130 = 75501,4 H · мм
My = Rx1 * L1 =
(-211,387) * 130 = -27480,267 H · мм
Mмуфт. = R1 · L1 =
324,923 * 130 = 42239,99 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (75501,42 + -27480,2672) 1/2 + 42239,99 = 122586,903 H · мм
3 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = R1 · (L1 + L2) =
324,923 * (130 + 65) = 63359,985 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 63359,985 = 63359,985 H · мм
4 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = R1 · (L1 + L2 + L3) – R2 · L3 =
324,923 * (130 + 65 + 120) – 852,923 * 120 = 0 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 0 = 0 H · мм
Расчёт моментов 2-го вала
1 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 = (02 + 02) 1/2 = 0 H · мм
2 сечение
Mx = Ry1 * L1 =
(-3329,467) * 75 = -249710,008 H · мм
My = Rx1 * L1 =
(-789,053) * 75 = -59179 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 = (-249710,0082 + -591792) 1/2 = 256626,659 H · мм
3 сечение
Mx = Ry1 * (L1 + L2) + Fy2 * L2 =
(-3329,467) * (75 + 55) + 4466,616 * 55 = -187166,8 H · мм
My = Rx1 * (L1 + L2) + Fx2 * L2 =
(-789,053) * (75 + 55) + 1625,715 * 55 = -13162,608 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 = (-187166,82 + -13162,6082) 1/2 = 187629,063 H · мм
4 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 = (02 + 02) 1/2 = 0 H · мм
Расчёт моментов 3-го вала
1 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = 0 Н · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 0 = 0 H · мм
2 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = Fмуфт. · L1 =
2160 * 130 = 280800 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 280800 = 280800 H · мм
3 сечение
Mx = Ry2 * L2 =
2748,687 * 75 = 206151,508 H · мм
My = Rx2 * L2 =
1000,44 * 75 = 75033 H · мм
Mмуфт. = Fмуфт. · (L1 + L2) – R1 · L2 =
2160 * (130 + 75) – 3600 * 75 = 172800 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (206151,5082 + 750332) 1/2 + 172800 = 392181,848 H · мм
4 сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = Fмуфт. · (L1 + L2 + L3) – R1 · (L2 + L3) =
2160 * (130 + 75 + 120) – 3600 * (75 + 120) = 0 H · мм
M = (Mx12 + My12) 1/2 + Mмуфт. = (02 + 02) 1/2 + 0 = 0 H · мм
Проверка долговечности подшипников
Й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 308 средней серии со следующими параметрами:
d = 40 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм – внешний диаметр подшипника;
C = 41 кН – динамическая грузоподъёмность;
Co = 22,4 кН – статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1 (муфт.) = 618,053 + 324,923 = 942,976 H;
Pr2 = R2 + R2 (муфт.) = 618,053 + 852,923 = 2089,029 H.
Здесь R1 (муфт.) и R2 (муфт.) – реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки «Расчёт реакций в опорах».
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт,
где – Pr2 = 2089,029 H – радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение Fa / Co = 0 / 22400 = 0; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,19.
Отношение Fa / (Pr2 · V) = 0 / (2089,029 · 1) = 0 £ e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2089,029 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 1508,762 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = (C / Рэ) 3 = (41000 / 1508,762) 3 = 20067,319 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n1) = 20067,319 · 106 / (60 · 1465,5) = 228219,254 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162–85 (см. также стр. 220 [1]), здесь n1 = 1465,5 об/мин – частота вращения вала.
Й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100 мм – внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН – динамическая грузоподъёмность;
Co = 30 кН – статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3421,689 H;
Pr2 = 2886,601 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт,
где – Pr1 = 3421,689 H – радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение Fa / Co = 0 / 30000 = 0; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,19.
Отношение Fa / (Pr1 · V) = 0 / (3421,689 · 1) = 0 £ e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3421,689 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 5474,702 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = (C / Рэ) 3 = (52700 / 5474,702) 3 = 891,97 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n2) = 891,97 · 106 / (60 · 465,238) = 31953,896 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162–85 (см. также стр. 220 [1]), здесь n2 = 465,238 об/мин – частота вращения вала.
Й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 312 средней серии со следующими параметрами:
d = 60 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 130 мм – внешний диаметр подшипника;
C = 81,9 кН – динамическая грузоподъёмность;
Co = 48 кН – статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1 (муфт.) = 2925,091 + 3600 = 6525,091 H;
Pr2 = R2 + R2 (муфт.) = 2925,091 + 1440 = 3268,182 H.
Здесь R1 (муфт.) и R2 (муфт.) – реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки «Расчёт реакций в опорах».
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт,
где – Pr1 = 6525,091 H – радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение Fa / Co = 0 / 48000 = 0; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,19.
Отношение Fa / (Pr1 · V) = 0 / (6525,091 · 1) = 0 £ e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 6525,091 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 10440,146 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = (C / Рэ) 3 = (81900 / 10440,146) 3 = 482,761 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L · 106 / (60 · n3) = 482,761 · 106 / (60 · 186,095) = 43236,071 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162–85 (см. также стр. 220 [1]), здесь n3 = 186,095 об/мин – частота вращения вала.
Подшипники
| Валы | Подшипники | |||||
| 1-я опора | 2-я опора | |||||
| Наименование | d, мм | D, мм | Наименование | d, мм | D, мм | |
| 1-й вал | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 308 средней серии | 40 | 90 | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 308 средней серии | 40 | 90 |
| 2-й вал | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 309 средней серии | 45 | 100 | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 309 средней серии | 45 | 100 |
| 3-й вал | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 312 средней серии | 60 | 130 | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338–75) 312 средней серии | 60 | 130 |
Уточненный расчёт валов
Расчёт 1-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 74920,602 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
– предел прочности sb = 780 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
2 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 122586,903 / 7611,295 = 16,106 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 453 / 32 – 14 · 5,5 · (45 – 5,5) 2/ (2 · 45) = 7611,295 мм3,
где b=14 мм – ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 452 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,85 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 16,106 + 0,2 · 0) = 9,539.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 74920,602 / 16557,471 = 2,262 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 453 / 16 – 14 · 5,5 · (45 – 5,5) 2/ (2 · 45) = 16557,471 мм3,
где b=14 мм – ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,73 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 2,262 + 0,1 · 2,262) = 34,389.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 9,539 · 34,389 / (9,5392 + 34,3892) 1/2 = 9,192
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 63359,985 / 6283,185 = 10,084 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 =
3,142 · 403 / 32 = 6283,185 мм3
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 402 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks/es = 3,102 – находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 10,084 + 0,2 · 0) = 10,401.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 74920,602 / 12566,371 = 2,981 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 =
3,142 · 403 / 16 = 12566,371 мм3
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt/et = 2,202 – находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 2,981 + 0,1 · 2,981) = 27,534.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 10,401 · 27,534 / (10,4012 + 27,5342) 1/2 = 9,73
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
4 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 36 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 74920,602 / 8360,051 = 4,481 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 363 / 16 – 12 · 5 · (36 – 5) 2/ (2 · 36) = 8360,051 мм3
где b=12 мм – ширина шпоночного паза; t1=5 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,77 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,77 · 0,97)) · 4,481 + 0,1 · 4,481) = 18,271.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе «Выбор муфт» и равна Fмуфт. = 191 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 191 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l / 2 = 528 · 191 / 2 = 50424 Н·мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 27371,628 / 3779,609 = 13,341 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 363 / 32 – 12 · 5 · (36 – 5) 2/ (2 · 36) = 3779,609 мм3,
где b=12 мм – ширина шпоночного паза; t1=5 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 362 / 4) = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа – продольная сила в сечении,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,88 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,88 · 0,97)) · 13,341 + 0,2 · 0) = 11,922.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 11,922 · 18,271 / (11,9222 + 18,2712) 1/2 = 9,984
Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 227797,414 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
– предел прочности sb = 780 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
2 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 256626,659 / 9222,261 = 27,827 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 503 / 32 – 14 · 5,5 · (50 – 5,5) 2/ 50 = 9222,261 мм3,
где b=14 мм – ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 502 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,85 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 27,827 + 0,2 · 0) = 5,521.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 21494,108 = 5,299 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 503 / 16 – 14 · 5,5 · (50 – 5,5) 2/ 50 = 21494,108 мм3,
где b=14 мм – ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,73 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 5,299 + 0,1 · 5,299) = 14,68.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 5,521 · 14,68 / (5,5212 + 14,682) 1/2 = 5,168
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 187629,063 / 12142,991 = 15,452 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 553 / 32 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ 55 = 12142,991 мм3,
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 15,452 + 0,2 · 0) = 9,592.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 28476,818 = 4 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 553 / 16 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ 55 = 28476,818 мм3,
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 4 + 0,1 · 4) = 18,679.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 9,592 · 18,679 / (9,5922 + 18,6792) 1/2 = 8,533
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
Расчёт 3-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 533322,455 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
– предел прочности sb = 780 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
1 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 30572,237 = 8,722 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 553 / 16 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 30572,237 мм3
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 8,722 + 0,1 · 8,722) = 8,566.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе «Выбор муфт» и равна Fмуфт. = 225 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 225 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l / 2 = 2160 · 225 / 2 = 243000 Н·мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 73028,93 / 14238,409 = 17,067 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 553 / 32 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 14238,409 мм3,
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа – продольная сила в сечении,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 17,067 + 0,2 · 0) = 8,684.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 8,684 · 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 = 6,098
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
2 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 280800 / 21205,75 = 13,242 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 603 / 32 = 21205,75 мм3
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 602 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks/es = 3,102 – находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 13,242 + 0,2 · 0) = 7,92.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 42411,501 = 6,287 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 603 / 16 = 42411,501 мм3
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt/et = 2,202 – находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,287 + 0,1 · 6,287) = 13,055.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,92 · 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 = 6,771
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 392181,848 / 20440,262 = 19,187 МПа,
здесь
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D = 3,142 · 653 / 32 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 20440,262 мм3,
где b=18 мм – ширина шпоночного паза; t1=7 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 652 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];
– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 19,187 + 0,2 · 0) = 7,724.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 47401,508 = 5,626 МПа,
здесь
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 653 / 16 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 47401,508 мм3,
где b=18 мм – ширина шпоночного паза; t1=7 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];
– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 5,626 + 0,1 · 5,626) = 13,28.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,724 · 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 = 6,677
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1 [1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм – tв = Pтр · (1 – h) / (Kt · A) £ [Dt],
где Ртр = 11,851 кВт – требуемая мощность для работы привода; tм – температура масла; tв – температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:
Dt = 11851 · (1 – 0,886) / (15 · 0,73) = 123,38o > [Dt],
где [Dt] = 50oС – допускаемый перепад температур.
Для уменьшения Dt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:
Dt / [Dt] = 123,38 / 50 = 2,468, сделав корпус ребристым.
Выбор сорта масла
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10–20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 11,851 = 2,963 дм3.
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 515,268 МПа и скорости v = 2,485 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30 · 10–6 м/с2. По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957–73 (см. табл. 9.14 [1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Выбор посадок
Посадки элементов передач на валы – Н7/р6, что по СТ СЭВ 144–75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора – Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11 [1].
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80–100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. – Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. – Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983 г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. – Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., «Детали машин» 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
Дата: 2019-11-01, просмотров: 199.