Поиск

Полнотекстовый поиск:
Где искать:
везде
только в названии
только в тексте
Выводить:
описание
слова в тексте
только заголовок

Рекомендуем ознакомиться

'Документ'
- ребенок насторожен, не сразу подчиняется инструкциям, может проявить речевой негативизм, требуются дополнительные усилия для включения в деятельност...полностью>>
'Документ'
гештальт-терапия и др....полностью>>
'Документ'
313н Бухгалтерский учет в туризме Студенкова Н.В. 9ст.к. 14.1515.45 C 1-7н Гимнастика (л) Спащанская В.Н. 4 7н 8-14 Спортивные игры Чесновицкий В.В. 4...полностью>>

Главная > Пояснительная записка

Сохрани ссылку в одной из сетей:
Информация о документе
Дата добавления:
Размер:
Доступные форматы для скачивания:

1

Смотреть полностью

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им. Н. Э. Баумана

Кафедра "Детали машин"

ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

ДМ 346-05.00.00 ПЗ

Студент (Губанов А.А.) Группа Э2-62

Руководитель проекта (Гудков В.В.)

2011 г.


СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание…………………………………………………………………………………...

Введение………………………………………………………………………………………………...

1. Кинематический расчет привода…………………………………………………………….…..

1.1. Подбор электродвигателя………………………………………………………….…...…

1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах………………..........

2. Проектирование редуктора………………………………………………………………………

2.1. Расчет червячной передачи……………………………………………….…………...….

2.2. Эскизное проектирование……………………………………………………………...…

2.3. Конструирование червяка и червячного колеса…………………………………….... 2.4. Конструирование корпуса и подшипниковых узлов…………...…………………….....

2.5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс………………….…………...…….

2.6. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости……...………….

2.7. Выбор системы смазки и смазочных материалов……………………………………….

2.8. Конструирование реактивной тяги…………………………………………………...…..

2.9. Расчет соединений………………………………………...……………….………………

3. Проектирование приводного вала……………………………………………………………….

3.1. Описание конструкции………………………………………………………………...….

3.2. Подбор подшипников качения на заданный ресурс……………………………….…....

3.3. Расчет вала на статическую прочность и сопротивление усталости…………….….....

3.4. Расчет соединений……………………………………………………………………...….

Список литературы…………………………………………………………………………………….

Приложения…………………………………………………………………………………………….

2

3

4

4

4

5

5

5

5

6

7

9

14

14

16

22

22

22

24

27

29

30

Введение

В данной работе выполнено проектирование привода цепного конвейера, состоящего из навесного мотор-редуктора, а также приводного вала с двумя звездочками для тяговой цепи и реактивной тяги с предохранительным устройством, препятствующей вращению корпуса мотор-редуктора. В данном приводе используется электродвигатель АИР100S4 (P = 3 КВт, n = 1410 об/мин), КПД привода 0,806.

Проведены основные расчеты, выбрана оптимальная конструкция. Вычисления и выбор параметров описаны в данной пояснительной записке. Графическая часть проекта представлена на 5 листах формата А1.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим необходимую мощность электродвигателя. Мощность на приводном валу:

КВт

- окружная сила, КН; - скорость тяговой цепи, м/с.

Общий КПД привода:

- КПД пары подшипников качения, - КПД втулочной муфты, - КПД червячной передачи.

Расчетная мощность электродвигателя:

КВт

Принимаю мощность электродвигателя КВт.

Определим частоту вращения электродвигателя. Скорость тяговой цепи

;

D – Диаметр звездочки. Выразим D через шаг цепи P и количество зубьев z

;

Частота вращения приводного вала:

об/мин.

Определение общего передаточного отношения

;

Принимаю . Расчетная частота вращения электродвигателя

об/мин;

Принимаю электродвигатель АИР100S4 (P = 3 КВт, n = 1410 об/мин).

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Исходные данные для расчета редуктора:

Передаточное отношение редуктора

Принимаю .

Частота вращения тихоходного вала

об/мин;

Момент на приводном валу:

Нм;

Момент на тихоходном валу:

Нм.

2. Проектирование редуктора

2.1 Расчет червячной передачи

Расчет червячной передачи был выполнен с применением ЭВМ. В результате расчета были получены 3 варианта исполнения червячного редуктора (см. Приложение А).

Согласно техническому заданию, мотор-редуктор расположен консольно, поэтому целесообразно снижение массы редуктора. Наименьшей массой обладает первый вариант исполнения редуктора, но третий вариант обладает более высоким КПД (0,831 против 0,815) и венец зубчатого колеса редуктора выполнен из более дешевого материала, чем в первом варианте, при этом незначительно превосходит первый вариант по массе. Из полученных вариантов был выбран третий.

Для третьего варианта был выполнен расчет основных характеристик механизма с помощью ЭВМ. Его результаты приведены в Приложении Б.

2.2 Эскизное проектирование

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач (величины взяты из результатов расчета на ЭВМ, Приложение Б)

мм

- делительные диаметры червяка и червячного колеса, - наибольший диаметр червячного колеса, - диаметр вершин червяка [1, c.49, рис. 3.6].

Величина зазора [1, с. 48]

мм

Принимаю а = 10 мм.

Расстояние между червяком и дном корпуса [1, с. 48]

мм

Принимаю мм.

Для тихоходного вала [1, с. 45]

мм

Диаметр тихоходного вала выбран бóльшим, так как предполагается использование роликовых подшипников.

Принимаю мм [1, табл. 24.1].

Ширина ступицы [1, рис. 3.6]

мм;

Принимаю мм.

2.3 Конструирование червяка и червячного колеса

2.3.1 Червячное колесо

Материал червячного колеса:

венец – БрА9ЖЗЛ ГОСТ 613-79,

ступица – Ст45 ГОСТ 1050-88.

Ступица выполнена из стали, так как редуктор навесной и на нее приходятся значительные нагрузки. Венец соединяется со ступицей посадкой с натягом, так как невозможно выполнить наплавленный венец – температура заливки бронзы превышает температуру фазовых изменений в стали.

Ширина зубчатого венца

Число зубьев: 58.

Модуль .

Диаметры:

делительный ,

начальный ,

вершин ,

впадин ,

наибольший колеса ,

2.3.2 Червяк

Материал червяка – Сталь 20Х ГОСТ 4543-71.

Длина нарезанной части червяка .

Число заходов: 2.

Коэффициент диаметра червяка .

Делительный угол подъема .

Диаметры:

делительный ,

начальный ,

вершин ,

впадин .

2.4 Конструирование корпуса и подшипниковых узлов

2.4.1. Конструирование корпуса

Корпус неразъемный, так как , отлит из чугуна. Толщина стенки корпуса [1, c. 289]

где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Нм.

Принимаю .

Проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. В верхней части корпуса предусмотрен люк для контроля пятна контакта. В крышке люка имеется отверстие для заливки масла, пробка этого отверстия оборудована отверстиями-отдушинами.

На боковой стенке корпуса находится пробка для контроля уровня масла. В нижней части корпуса имеется отверстие для слива масла. Для улучшения герметичности, все пробки имеют коническую резьбу.

2.4.2 Конструирование подшипниковых узлов

Вследствие того, что на валы действуют значительные осевые силы, применяются роликовые конические подшипники. Для увеличения жесткости валов подшипники установлены "враспор", так как отношение [1, c.52].

Крышки подшипников привертные. С целью унификации для крепления всех крышек редуктора используются винты М8 с внутренним шестигранником. Конструкция подшипниковых узлов позволяет регулировать подшипники с помощью прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипника. Также такая конструкция позволяет регулировать зацепление, добиваясь оптимального пятна контакта червяка с червячный колесом.

Крышка подшипника червячного колеса совмещена с боковой крышкой.

Посадки подшипников выберем в соответствии с [1, табл. 7.8]

На быстроходном и тихоходном валу установлены роликовые подшипники, вид нагружения внутреннего кольца – циркуляционное, выбираем посадку k6. Вид нагружения внешнего кольца – местное, выбираем посадку Н7.

2.5 Подбор подшипников качения на заданный ресурс

2.5.1 Подбор подшипников быстроходного вала

Определение сил, действующих на опоры см. п. 2.6.1. Предварительно был выбран подшипник 7208А. Проверим, подходит ли он. Схема быстроходного вала представлена на рис. 5.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности .

Рис. 5

Вычисляем эквивалентные нагрузки: ,, .

Схема установки подшипников – враспор. Для принятых предварительно подшипников Cr=58.3КН, C0r=40КН, е=0.37, Y=1.6, Y0=0.9, X0=0.5.

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы

Находим осевые силы, нагружающие подшипники

Отношение , что меньше е=0.37. Тогда для опоры 1 X=1, Y=0.

Отношение , что больше е=0.37. Тогда для опоры 2 X=0.4, Y=1.6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при КБ=1.4 [1, табл. 7.6] и КТ=1 (tраб<100°C) в опорах 1 и 2:

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23=0.6 (обычные условия применения [1, c. 117]) и к=10/3 (роликовый подшипник)

Расчетный ресурс больше требуемого 8000ч.

Проверка выполнения условия . Для этого выполним следующие расчеты при наибольших значениях заданных сил для более нагруженной опоры 2.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники

Отношение , что больше е=0.37. Тогда для опоры 2 X=0.4, Y=1.6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипника опоры 2:

Условие выполнено: .

2.5.2 Подбор подшипников тихоходного вала

Определим силы, действующие на опоры червячного колеса.

Схема червячного колеса представлена на рис. 6.

Рис. 6

,

Предварительно был выбран подшипник 7212А. Проверим, подходит ли он.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности .

Вычисляем эквивалентные нагрузки: ,, .

Схема установки подшипников – враспор. Для принятых предварительно подшипников Cr=91.3КН, C0r=40КН, е=0.4, Y=1.5.

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы

Находим осевые силы, нагружающие подшипники

Отношение , что меньше е=0.4. Тогда для опоры 1 X=1, Y=0.

Отношение , что больше е=0.4. Тогда для опоры 2 X=0.4, Y=1.5.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при КБ=1.4 [1, табл. 7.6] и КТ=1 (tраб<100°C) в опорах 1 и 2:

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23=0.6 (обычные условия применения [1, c. 117]) и к=10/3 (роликовый подшипник)

Расчетный ресурс больше требуемого 8000ч.

Проверка выполнения условия . Для этого выполним следующие расчеты при наибольших значениях заданных сил для более нагруженной опоры 2.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники

Отношение , что больше е=0.4. Тогда для опоры 2 X=0.4, Y=1.5.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипника опоры 2:

Условие выполнено: .

2.6 Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

2.6.1 Расчет быстроходного вала на статическую прочность

На прочность и сопротивление усталости будем рассчитывать быстроходный вал, как наиболее нагруженный. На рис. 7 представлена схема быстроходного вала. Анализируя конструкцию быстроходного вала, а также эпюру внутренних силовых факторов, видим, что опасными являются сечения А-А (рабочая часть червяка) и Б-Б (место посадки правого по рисунку подшипника) (рис. 7). Материал вала – сталь 20Х . Временное сопротивление, предел текучести, предел текучести при кручении, предел выносливости при изгибе , предел выносливости при кручении , коэффициент выносливости к асимметрии цикла .

Приведем все силовые факторы к оси вала. Найдем реакции в опорах, построим эпюры изгибающих моментов.

Реакции в опорах:

Сечение А-А

Изгибающие моменты:

Растягивающая сила:

крутящий момент:

Момент сопротивления сечения:

Площадь сечения:

Момент сопротивления кручению:

Нормальные напряжения

Касательные напряжения

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

.

Сечение Б-Б

Растягивающая сила:

Крутящий момент:

Площадь сечения:

Момент сопротивления кручению:

Нормальные напряжения

Касательные напряжения

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

.

Так как во всех сечениях статическая прочность вала обеспечена.

Рис. 7

2.6.2 Расчёт быстроходного вала на сопротивление усталости

Анализируя конструкцию быстроходного вала, а также эпюру внутренних силовых факторов, видим, что наиболее нагруженными являются сечения А-А (рабочая часть червяка) и Б-Б (место посадки внутреннего кольца подшипника, шпоночный паз).

Сечение А-А

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

Поверхность червяка имеет шероховатость

Коэффициенты влияния качества поверхности (при ) [1, с. 189]:

; .

Вал изготовлен с поверхностным упрочнением.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, с. 189]:

.

Концентраторов напряжений в сечении нет.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициенты запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение Б-Б

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Для передачи вращающего момента от электродвигателя к быстроходному валу предусмотрена шпонка. Шпоночный паз является концентратором напряжений. По табл. 10.7 и 10.12 [1] соответственно коэффициент влияния абсолютных размеров , эффективный коэффициент концентрации напряжений . Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициент снижения предела выносливости

Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений в соединении – посадка с натягом. По [1, табл. 10.13], . Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициенты снижения предела выносливости

Коэффициент снижения предела выносливости от шпоночного паза больше, поэтому принимаем

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении равен в данном случае коэффициенту запаса по касательному напряжению

Сопротивление усталости обеспечено, так как во всех сечениях

2.7 Выбор системы смазки и смазочных материалов

Для смазывания червячной передачи применена картерная схема. Расположение червяка нижнее. Для смазывания подшипников червячного колеса на червяке установлены разбрызгиватели. Они же выполняют функцию маслоотражательных колец для защиты подшипников червяка от попадания продуктов износа передачи. Так как установлены разбрызгиватели, масло заливают до центра нижнего тела качения подшипника.

Для смазывание передачи используется масло И-Т-С-320 ГОСТ 17479.4-87 [1, c. 198].

2.8 Проектирование реактивной тяги

2.8.1 Функциональное назначение

Реактивная тяга удерживает мотор-редуктор в процессе работы от проворачивания. Привод оснащен концевым выключателем, что предохраняет механизм от поломок в нештатных ситуациях. Выключение электродвигателя происходит при отклонениях мотор-редуктора более чем на 15° от вертикали.

2.8.2 Описание конструкции

Реактивная тяга представляет собой стержень, один конец которого шарнирно закреплен на металлоконструкции. На втором конце имеется пружина, которая с одной стороны упирается в крышку корпусной детали, а с другой стороны поджимается гайкой, накрученной на реактивную тягу. Гайка позволяет регулировать сжатие пружины. Упор со стороны крышки оборудован двумя шайбами со сферическими поверхностями, что обеспечивает перпендикулярность торца пружины ее оси при повороте мотор-редуктора. Пружина закрыта защитным кожухом.

2.8.3 Расчет стержня реактивной тяги на прочность

Определим средний диаметр резьбы [2, c. 39]

где Fa – осевая сила, - коэффициент высоты резьбы, - коэффициент высоты гайки, [p] – допустимое контактное давление.

Выбираем диаметр d2=10 мм.

2.8.4 Выбор пружины для реактивной тяги

Исходные данные для расчета пружины: номинальный крутящий момент на тихоходном валу T=460 Нм, расстояние от оси тихоходного вала до оси реактивной тяги l=270 мм, ход пружины h=90 мм.

Крутящий момент на тихоходном валу при пуске

Сила, действующая на пружину при номинальном режиме работы

Сила, действующая на пружину при пуске

Граничные значения силы F3 определим по формуле [4, с.200, табл. 10]

По ГОСТ 13775-86 выбираем пружину d=7 мм, D1=38 мм, c1=789.8 Н/мм, s'3=10.98, F3=4.25 КН.

Жесткость пружины

Количество рабочих витков пружины

Полное число витков

где n2-число опорных витков.

Предварительная деформация пружины

Рабочая деформация пружины

Максимальная деформация пружины

Длина пружины при максимальной деформации

где n3 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии

Длина пружины при предварительной деформации

Длина пружины при рабочей деформации

Шаг пружины в свободном состоянии

Таким образом, выбрана пружина со следующими параметрами:

D=31 мм, d=7 мм, t=17.98 мм, l1=320 мм, l2=231 мм, n1=34.

2.9 Расчет соединений

2.9.1 Соединение венец - ступица червячного колеса

Способ соединения - посадка с натягом. Посадка должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. Материал ступицы – сталь, материал венца – бронза.

Среднее контактное давление [1, c. 86]

где К – коэффициент запаса сцепления, К=3 [1, с. 86]; Т – крутящий момент на колесе, Нм; d – диаметр соединения, мм; l – длина сопряжения, мм; f – коэффициент трения.

Деформация деталей [1, c. 86]

C1,C2 – коэффициенты жесткости [1, c.87]

где Е – модуль упругости, МПа. μ – коэффициент Пуассона.

Поправка на обмятие микронеровностей, мкм [1, c.87]

где Ra1, Ra2 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Поправка на температурную деформацию, мкм [1, c.87]

где t1, t2 – средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, α – коэффициент температурного расширения.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего

момента [1, c.87]

Максимальный натяг (мкм) допускаемый прочностью деталей

(ступицы, венца) [1, c.87]

где , мкм – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения, где (МПа) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух: [1, c.87]

мкм

Выбор посадки. По значениям и выбирают одну из посадок, удовлетворяющих условиям: .

По табл. 6.3 [1] выбираем посадку H7/u7.

Для выбранной посадки определим температуру нагрева охватывающей детали для сборки, °С [1, c.89]

где Zсб – зазор, мкм, для удобства сборки.

2.9.2 Соединение приводной вал – ступица червячного колеса

Расчет осуществляется по критерию прочности – отсутствию смятия ступицы. Передача вращающего момента между ступицей червячного колеса и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Материал ступицы – сталь 45.Диаметр концевого участка приводного вала 40 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 12х8. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

где Т – передаваемый момент, Нм; d – диаметр вала, мм, к – глубина врезания шпонки в ступицу, k=0.47h [2, c.60]. Принимаю l=50 мм.

2.9.3 Резьбовое соединение глухой крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 1. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Отрывающая сила, действующая на крышку

Условие нераскрытия стыка может быть записано так:

где - минимальное напряжение сжатия в стыке после приложения внешней нагрузки. Для выполнения этого условия вводят коэффициент запаса по нераскрытию стыка k=1,3…1,5. Принимаем k=1.4.

В данном случае всего один силовой фактор – отрывающая сила Fz, поэтому из условия нераскрытия стыка можем записать

где -коэффициент основной нагрузки. Таким образом, сила затяжки

Напряжение растяжения стержня болта

МПа

требуемый класс прочности болтов 3.6.

2.9.4 Резьбовое соединение проходной крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 2. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=6.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы реактивной тяги . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

где - площадь стыка.

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 4.8.

2.9.5 Резьбовое соединение боковой крышки с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 3. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=12.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы, действующее на подшипник, . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 1

Рис. 2

Рис. 3

2.9.6 Резьбовое соединение кронштейна реактивной тяги с металлоконструкцией

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 4. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Сила, действующая на тягу

Напряжение растяжения стержня болта

требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 4

2.9.7 Расчет оси вилки реактивной тяги на срез

Критерий – прочность оси (на срез). Материал оси – сталь 45. Материал вилки – сталь 3.

Касательные напряжения в оси вилки

где F – сила, действующая на реактивную тягу, i – количество плоскостей среза, d – диаметр оси.

Допустимое касательное напряжение

Таким образом, ось удовлетворяет критерию прочности.

2.9.8 Расчет кронштейна реактивной тяги на смятие

Критерий – прочность (смятие кронштейна). Материал кронштейна - сталь 3.

Допустимые напряжения

Таким образом, кронштейн удовлетворяет критерию прочности.

3. Проектирование приводного вала

3.1 Описание конструкции

Приводной вал имеет 2 опоры. В качестве опор выбраны сферические двухрядные подшипники, чтобы скомпенсировать возможную неточность монтажа корпусов подшипников, а также прогибы вала в процессе эксплуатации, так как эти подшипники допускают значительный взаимный перекос осей внутренних колец.

Одна из опор приводного вала фиксирующая (наиболее нагруженная), другая – плавающая. Осевая фиксация внешнего кольца подшипника осуществляется за счет двух колец, внутреннего – за счет пружинного кольца.

Корпуса подшипников стандартные ШМ-85 ГОСТ 13218.1-80 , крышки МС85х40 ГОСТ 13219.7-81. В полости корпусов закладывается смазка Литол 24 ГОСТ 21150-87 [5, c. 324].

Звездочки кованые, приварены к ступицам. Передача момента от ступицы к приводному валу осуществляется с помощью призматической шпонки. Осевая фиксация звездочек осуществляется с помощью установочных винтов. Осевая фиксация мотор-редуктора на приводном валу осуществляется за счет концевой шайбы.

3.2 Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Определим реакции в опорах. Расчетная схема приводного вала согласно [6, c.4] представлена на рис. 8.

Разность натяжений между ведущими и ведомыми ветвями определяет полезную окружную силу на двух тяговых звездочках:

Отношение натяжений ветвей на двух тяговых звездочках

Радиальная нагрузка на валу от тяговой цепи на двух звездочках

Нагрузка вала от силы реактивной тяги редуктора

Найдем силу .

Найдем реакции в опорах.

Рис. 8

Таким образом, наиболее нагруженная опора А, Fr=6365H.

Проверим предварительно выбранный подшипник 1209 на ресурс.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Cr=22.0КН, C0r=10КН, е=0.21.

Осевая нагрузка отсутствует, поэтому X=1, Y=2.97 [1, c. 461].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при КБ=1.4 [1, табл. 7.6] и КТ=1 (tраб<100°C):

Вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23=0.35 (обычные условия применения [1, c. 117]) и к=3 (шариковый подшипник)

Расчетный ресурс больше требуемого 8000ч.

Проверка выполнения условия . Для этого выполним следующие расчеты при наибольших значениях заданных сил для более нагруженной опоры А.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипника опоры A:

Условие выполнено: .

3.3 Расчет вала на статическую прочность и сопротивление усталости

3.3.1 Определение внутренних силовых факторов

При составлении расчетной схемы учитываем, что условная шарнирная опора для радиального подшипника расположена на середине ширины подшипника (см. 3.3). Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность . Вал изготовлен из стали 45 со следующими характеристиками: временное сопротивление, предел текучести, предел текучести при кручении, предел выносливости при изгибе , предел выносливости при кручении , коэффициент выносливости к асимметрии цикла . Вал изготовлен без поверхностного упрочнения [1, c. 191].

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов (рис. 8) и конструкции узлов следует, что опасными являются сечения:

I-I – концевой участок вала, сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз;

II-II – место установки левого по рисунку подшипника на вал. Сечение нагружено крутящим и изгибающим моментом, концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;

III-III – место установки правой по рисунку звездочки на вал. Сечение нагружено крутящим и изгибающим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз.

Определим силовые факторы для опасных сечений.

Сечение I-I

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение III-III

Изгибающий момент

Крутящий момент

3.3.2 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

Сечение II-II

Сечение III-III

3.3.3 Расчет вала на статическую прочность

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Напряжение от кручения

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение II-II

Напряжение от изгиба

Напряжение от кручения

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

, .

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение III-III

Напряжение от изгиба

Напряжение от кручения

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

, .

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Статическая прочность вала обеспечена: во всех опасных сечениях

3.3.4 Расчет вала на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрена шпонка. Шпоночный паз является концентратором напряжений. По табл. 10.7 и 10.12 [1] соответственно коэффициент влияния абсолютных размеров , эффективный коэффициент концентрации напряжений . Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициент снижения предела выносливости

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении равен в данном случае коэффициенту запаса по касательному напряжению

Сечение II-II

Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений в соединении – посадка с натягом. По [1, табл. 10.13] , . Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Сечение III-III

Для передачи вращающего момента предусмотрена шпонка. Шпоночный паз является концентратором напряжений. По табл. 10.7 и 10.12 [1] соответственно коэффициент влияния абсолютных размеров, , эффективный коэффициент концентрации напряжений . Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8 мкм, [1, табл. 10.8]. Поверхность вала без упрочнения, [1, табл. 10.9].

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Сопротивление усталости вала обеспечено: во всех опасных сечениях

3.4 Расчет соединений

3.4.1. Шпоночное соединение звездочка - приводной вал

Расчет осуществляется по критерию прочности. Передача вращающего момента между ступицей звездочки и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Диаметр приводного вала 55 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 16х10. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

Минимально возможная длина . Принимаю длину шпонки .

3.4.2 Расчет сварного соединения звездочки со ступицей

Сварное соединение тавровое, шов угловой двусторонний. Принимаю катет сварного шва к=5, сварка ручная дуговая электродом обычного качества. Выполним проверочный расчет по условным касательным напряжениям.

Момент сопротивления опасного сечения

d – диаметр сопряжения ступицы и звездочки, s – ширина опасного сечения. Коэффициент 2 означает, что шов двусторонний.

Касательные напряжения в опасном сечении

Допускаемое напряжение сварного шва [2, c. 13]. Коэффициент 0.6 соответствует электроду обычного качества. Допускаемое напряжение на растяжение для основного металла для стали 45 [2, c. 13]. Тогда . Возникающие в сварном шве напряжения не превышают допустимые, следовательно, прочность шва достаточна.

Список литературы

1. Конструирование узлов и деталей машин: учебн. пособие для студ. высш. учебн. заведений/ П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов. – 11-е изд., стер. – М.: Издательский центр «Академия», 2008. – 496 с.

2. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу "Соединения" курса "Основы конструирования деталей и узлов машин". Л.П. Варламова, В.П. Тибанов. Изд-во МГТУ им. Баумана

3. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-ч т. Т.1. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. -736 с., ил.

4. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-ч т. Т.3. – 9-е изд., перераб. и доп./ под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2006. – 928с.

5. Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие/ Б.А. Байков, А.В. Клыпин, И.К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. – 384 с.: ил.

6. Расчеты приводных валов, методические указания, МГТУ им. Н.Э.Баумана 2011.

Приложения

1

Смотреть полностью


Похожие документы:

  1. Г. Л. Савицкая анализ хозяйственной деятельности предприятия

    Документ
    ... студентов ... ДМ): PV = A ДМ. Рассчитаем ДМ ... записка), справка, заключение. Пояснительная записка ... 05 (+0,05) • 5400 = +270 Второй сорт 4000 0,30 0,25 -0,05 (-0,05) ■ 4000 = -200 Итого - 1,00 1,00 ... PI = I££d = о,97; 757,1 346,5-3 + 236,8-4 + 149,2-5 , „ ... (ПЗ), ...

Другие похожие документы..