Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!

Условие прочности штифта на смятие

Выбираем клиновой ремень сечения А со следующими параметрами

Тип ремня	Сече- ние	В_р, мм	В_0, мм	h, мм	Y₀, мм	А, мм	Предель-ные длины, мм	d_1min, мм	Т_1,	Q,
Нормальный клиновой ремень	А				2,8		560…4000		11…70	0,10

Таблица 2 - Параметры клинового ременя

d₁=90 мм

Диаметр ведомого шкива d₂, мм

d₂ = d₁ ·U · (1- ) (2.1)

где = 0,01 - коэффициент скольжения кордшнуровых ремней.

подставляя данные в формулу (2.1) получается:

d₂=90·3· (1-0,01)=267,3 мм

Принимается d₂=280 мм

Уточняем значение передаточного отношения

(2.2)

подставляя данные в формулу (2.2) получается:

Межосевое расстояние а_w

Принимаем с= 1, тогда

а_w =d₂·С (2.3)

подставляя данные в формулу (2.3) получается:

a_w =280·1 = 280 мм

Принимаем 280 мм.

Длина ремня L

(2.4)

подставляя данные в формулу (2.4) получается:

Принимается L=1250 мм

С учётом стандартной длины уточняем межосевое расстояние

(2.5)

подставляя данные в формулу (2.5) получается:

Принимаем а_w=320 мм

Линейная скорость ремней

= (2.6)

подставляя данные в формулу (2.6) получается:

[V]=25 м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней.

Число пробегов ремня

(2.7)

Соблюдение соотношения V≤[V] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.

[U]=20-допускаемое число пробегов для клиновых ремней

подставляя данные в формулу (2.7) получается:

Угол обхвата ремнями ведущего шкива по формуле (2.8)

= 180^о-57.3^о· (d₂- d₁)/a (2.8)

подставляя данные в формулу (2.8) получается:

=180^о- 57.3^о· (280-90)/320=146^о

Т.к. допустимый угол обхвата [ ] =120^о, то условие [ ] выполняется.

Определение требуемого числа клиновых ремней.

Предварительно определяется допускаемая мощность [P], которую может передать в данных условиях эксплуатации один клиновой ремень по формуле (2.9)

(2.9)

где Р₀ – мощность, допускаемая на один ремень в типовых условиях: при ;u=1, длине типового ремня –L₀ и спокойной односменной работе, кВт Р₀=1.75 кВт

коэффициент угла обхвата, =0,92
коэффициент длины ремня,

(2.10)

подставляя данные в формулу (2.10) получается:

коэффициент передаточного отношения,

коэффициент режима нагрузки,

подставляя данные в формулу (2.8) получается:

Определяем число зубьев по формуле (2.11)

(2.11)

где

подставляя данные в формулу (2.11) получается:

Принимаем 5 ремня

Определяется сила натяжения ремня F₀ (Н) для одного клинового ремня по формуле (2.13):

F₀= (2.12)

Где:

Θ=0,10 Н·с²/м²

подставляя данные в формулу (2.11) получается:

F₀= H

где:

Р₁= 5.5 кВт – номинальная мощность электродвигателя в номинальном режиме работы.

Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи:

F_r=2•F₀·Z·sin(α₁/2) (2.13)

подставляя данные в формулу (2.13) получается:

F_r=2•135•4•sin(146/2)=1032,8 H

3 Расчёт тихоходной передачи

3.1 Выбор твёрдости, термической обработки, материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40Х, механические характеристики которой после улучшения приведены в таблице (3).

Таблица 3 - Характеристики стали 40Х

	Шестерня:	Колесо:
Термическая обработка:	Поверхностная закалка	Объемная закалка
Твёрдость сердцевины:	НВ269…302	НВ269…302
Твёрдость поверхности:	HRC40..56	HRC38-50
Предел текучести σ_Т:	750 МПа	750 Мпа
D_пред	125 мм
S_пред	80 мм

3.2 Проверочный расчёт

Допускаемые контактные напряжения шестерни:

[σ]_Н1=17•HRC+200=17•(40…56)+200=1016 МПа (3.2.1)

Допускаемые контактные напряжения колеса:

[σ]_Н2=17•HRC+100=17•(38…50)+100=848 МПа (3.2.2)

Допускаемые напряжения изгиба шестерни:

[σ]_F₁=500 МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса:

[σ]_F₂=700 МПа

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

[σ]_H=[σ]_Hlim (3.2.3)

где

[σ]_Hlim-предел контактной выносливости

S_H=1,1- коэффициент запаса прочности

Z_N- коэффициент долговечности

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев

Z_V- коэффициент, учитывающий окружную скорость

Произведение Z_R и Z_V принимаем равным 1

(3.2.4)

N_HO-базовое число циклов нагружения

N_HE-расчетное число циклов нагружения

(3.2.5) (3.2.6)

подставляя данные в формулу (3.2.6) получается:

часа

подставляя данные в формулу (3.2.5) получается:

с=1-число колес, находящихся в зацеплении

Т.к N_HE>N_HO,то принимаем Z_N=1

подставляя данные в формулу (3.2.3) получается:

[σ]_H=₌770,9 МПа

Определяем допускаемое напряжение изгиба

[σ]_F=[σ]_Flim (3.2.7)

где

[σ]_Flim-предел выносливости

S_F=1,7- коэффициент запаса прочности

Y_N=1- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

Y_R=1- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

Y_A=1- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

подставляя данные в формулу (3.2.7) получается:

[σ]_F= МПа

3.3 Геометрические параметры тихоходной передачи

Предварительное значение межосевого расстояния, мм

а_W=К·(U_т+1)• (3.3.1)

Принимаем К=10

подставляя данные в формулу (3.3.1) получается:

а_W=10·(4+1)• =186,8 мм

Ориентировочное значение окружной скорости

V= (3.3.2)

подставляя данные в формулу (3.3.2) получается:

V= =0,2 м/с

Принимаем степень точности зубчатой передачи 9

Значение межосевого расстояния

а_W=К_α·(U_т+1)· (3.3.3)

где:

U_т=4 – передаточное число тихоходной передачи.

К_α=450 Мпа^1/3

Т₁ –момент на колесе.

Ψ_ва=0,4 – коэффициент ширины

[σ]_H=770,9•10⁶ Па – расчётное допускаемое контактное напряжение.

К_Н- коэффициент нагрузки

(3.3.4)

=1,06- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

=1- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(3.3.5)

подставляя данные в формулу (3.3.5) получается:

подставляя данные в формулу (3.3.4) получается:

подставляя данные в формулу (3.3.3) получается:

а_W=450·(4+1)· =148,5 мм

Принимаем а_W=140мм.

Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр колеса

(3.3.6)

подставляя данные в формулу (3.3.6) получается:

мм

Ширина зубчатого колеса

(3.3.7)

подставляя данные в формулу (3.3.7) получается:

мм

Модуль передачи:

(3.3.8)

Максимально допустимый модуль

(3.3.9)

подставляя данные в формулу (3.3.9) получается:

Минимальное значение модуля

(3.3.10)

К_т=3,4·10³

К_F=К_H=1,31-коэффициент нагрузки

подставляя данные в формулу (3.3.10) получается:

Принимаем m_Т=3

Определяем суммарное число зубьев передачи

(3.3.11)

подставляя данные в формулу (3.3.11) получается:

Определяем число зубьев колес и фактическое передаточное число.

Z₁= (3.3.12)

подставляя данные в формулу (3.3.12) получается:

Z₁=

Принимается Z₁=19.

Т.к. Z₁>17, то передачу выполняют без смещения.

(3.3.13)

подставляя данные в формулу (3.3.13) получается:

Принимается Z₂=74.

Определяем фактическое передаточное число

(3.3.14)

подставляя данные в формулу (3.3.14) получается:

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр шестерни:

(3.3.15)

подставляя данные в формулу (3.3.15) получается:

мм

Делительный диаметр колеса:

(3.3.16)

подставляя данные в формулу (3.3.16) получается:

мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев колес:

d_a₁=d₁+2·m_Т (3.3.17)

d_f₁=d₁-2·1,25·m_Т

d_а2=d₂+2·m_т

d_f₂=d₂-2·1,25·m_Т

подставляя данные в формулу (3.3.17) получается:

d_a₁=57+2·3=63 мм

d_f₁=57-2·1,25·3=49,5 мм

d_а2=222+2·3=228 мм

d_f₂=222-2·1,25·3=214,5 мм

Ширина зубчатого венца шестерни:

b₁=b₂+2·m (3.3.18)

подставляя данные в формулу (3.3.18) получается:

b₁=56+2·3=62 мм

3.4 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

σ_Н= [σ]_H (3.4.1)

где:

Z_σ=9600 МПа^1/2; K_H=1,31; T₁=834,6 H•м; [σ]_H=770,9•10⁶ Па;

b₂=56•10^-3 м; U_Т=3,9; a_W=140•10^-3 м

подставляя данные в формулу (3.4.1) получается:

σ_Н= 576·10⁶Па

576 МПа≤770,9 МПа– условие выполняется

3.5 Силы в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

F_t= (3.5.2)

подставляя данные в формулу (3.5.2) получается:

F_t= 4572,6 H

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t•tgα (3.5.3)

подставляя данные в формулу (3.5.3) получается:

F_r =4572,6·tg20°=1664,3 H

Осевая сила в прямозубом зацеплении равна нулю:

F_a=0 H

3.6 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F₂= [σ]_F₂ (3.6.1)

где K_F=1,31

Y_ε=1-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_F₂=3,6-коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1-коэффициент, учитывающий угол наклона в прямозубой передаче

[σ]_F₂=700 МПа

подставляя данные в формулу (3.6.1) получается:

σ_F₂= МПа<[σ]_F

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F₁= [σ]_F₁ (3.6.2)

где

Y_F₁=4,08; Y_F₂=3,6; [σ]_F₁=500 МПа

подставляя данные в формулу (3.6.2) получается:

σ_F₁= МПа<[σ]_F

3.7 Расчет на прочность при действии пиковой нагрузки

σ_Н_max= [σ]_Hmax (3.7.1)

Где

σ_H=648 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[σ]_Hmax =2,8·σ_Т (3.7.2)

подставляя данные в формулу (3.7.2) получается:

[σ]_Hmax =2,8·750=2100 МПа

подставляя данные в формулу (3.7.1) получается:

σ_Н_max= МПа<[σ]_Hmax

σ_Fmax= [σ]_Fmax (3.7.3)

Где

σ_F=145,5 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[σ]_Fmax=σ_Flim·Y_Nmax·K_st/S_st (3.7.4)

Где

σ_Flim=500Мпа- предел выносливости при изгибе

Y_Nmax=4- максимально возможное значение коэффициента долговечно-сти

K_st=1- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st=2- коэффициент запаса прочности

подставляя данные в формулу (3.7.4) получается:

[σ]_Fmax =500·4·1/2=1000 МПа

подставляя данные в формулу (3.7.3) получается:

σ_Fmax= МПа<[σ]_Fmax

4 Расчёт быстроходной передачи

Из условия соосности а_W_Т= а_W_Б=140мм.

4.1 Геометрические параметры быстроходной передачи

Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр колеса

(4.1.1)

подставляя данные в формулу (4.1.1) получается:

мм

Ширина зубчатого колеса

(4.1.2)

подставляя данные в формулу (4.1.2) получается:

мм

Модуль передачи:

(4.1.3)

Максимально допустимый модуль

(4.1.4)

подставляя данные в формулу (4.1.4) получается:

Минимальное значение модуля

(4.1.5)

К_т=3,4·10³

К_F-коэффициент нагрузки

К_F =К_H=1,31

подставляя данные в формулу (4.1.5) получается:

Принимаем m_б=2

Определяем суммарное число зубьев передачи

(4.1.6)

подставляя данные в формулу (4.1.6) получается:

Определяем число зубьев колес и фактическое передаточное число.

Z₃= (4.1.7)

подставляя данные в формулу (4.1.7) получается:

Z₃=

Принимается Z₃=26.

Т.к. Z₃>17, то передачу выполняют без смещения.

(4.1.8)

подставляя данные в формулу (4.1.8) получается:

Принимается Z₂=114.

Определяем фактическое передаточное число

(4.1.9)

подставляя данные в формулу (4.1.9) получается:

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр шестерни:

(4.1.10)

подставляя данные в формулу (4.1.10) получается:

мм

Делительный диаметр колеса:

(4.1.11)

подставляя данные в формулу (4.1.12) получается:

мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев колес:

d_a₃=d₃+2·m_б (4.1.12)

d_f₃=d₃-2·1,25·m_б

d_а4=d₄+2·m_б

d_f₄=d₄-2·1,25·m_б

подставляя данные в формулу (4.1.12) получается:

d_a₃=52+2·2=56 мм

d_f₃=52-2·1,25·2=47 мм

d_а4=228+2·2=232 мм

d_f₄=228-2·1,25·2=223 мм

Ширина зубчатого венца шестерни:

b₃=b₄+2·m (4.1.13)

подставляя данные в формулу (4.1.13) получается:

b₃=35+2·2=39 мм

4.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

σ_Н= [σ]_H (4.2.1)

где:

Z_σ=9600 МПа^1/2; K_H=1,31; T₃=217,2 H•м; [σ]_H=770,9•10⁶ Па;

b₄=35•10^-3 м; U_б=4,4; a_W=140•10^-3 м

подставляя данные в формулу (4.2.1) получается:

σ_Н= 454·10⁶Па

454 МПа≤770,9 МПа– условие выполняется

4.3 Силы в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

F_t= (4.3.2)

подставляя данные в формулу (4.3.2) получается:

F_t= 1976,9 H

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t•tgα (4.3.3)

подставляя данные в формулу (4.3.3) получается:

F_r ==1976,9·tg20°=719,5 H

Осевая сила в прямозубом зацеплении равна нулю:

F_a=0 H

4.4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F₂= [σ]_F₂ (4.4.1)

где K_F=1,31

Y_ε=1-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_F₄=3,59-коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1-коэффициент, учитывающий угол наклона в прямозубой передаче

[σ]_F₂=700 МПа

подставляя данные в формулу (4.4.1) получается:

σ_F₂= МПа<[σ]_F

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F₁= [σ]_F₁ (4.4.2)

где

Y_F₃=3,8; Y_F₄=3,59; [σ]_F₁=500 МПа

подставляя данные в формулу (4.4.2) получается:

σ_F₁= МПа<[σ]_F

4.5 Расчет на прочность при действии пиковой нагрузки

σ_Н_max= [σ]_Hmax (4.5.1)

Где

σ_H=584 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[σ]_Hmax =2,8·σ_Т (4.5.2)

подставляя данные в формулу (4.5.2) получается:

[σ]_Hmax =2,8·750=2100 МПа

подставляя данные в формулу (4.5.1) получается:

σ_Н_max= МПа<[σ]_Hmax

σ_Fmax= [σ]_Fmax (4.5.3)

Где

σ_F=88,5 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[σ]_Fmax=σ_Flim·Y_Nmax·K_st/S_st (4.5.4)

Где

σ_Flim=500Мпа- предел выносливости при изгибе

Y_Nmax=4- максимально возможное значение коэффициента долговечно-сти

K_st=1- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st=2- коэффициент запаса прочности

подставляя данные в формулу (4.5.4) получается:

[σ]_Fmax =500·4·1/2=1000 МПа

подставляя данные в формулу (4.5.3) получается:

σ_Fmax= МПа<[σ]_Fmax

5 Расчёт валов:

5.1 Предварительный расчёт валов:

Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

На тихоходном валу: М₃=834,6 Н·м

На промежуточном валу: М₂=217,2 Н·м

На быстроходном валу: М₁=51,4 Н·м

Входной вал

Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [τ]=20 МПа определяется по формуле (5.1):

d= (5.1.1)

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d= 23,4 мм

Принимаем d=24 мм

Диаметр мест под подшипники

d_П= d+2·t_цил (5.1.2)

t_цил=3,5 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.2) получается:

d_П=24+2·3,5=31,4 мм

Принимаем d_П=30 мм

под ведущей шестерней

d_БП=d_П+3·r (5.1.3)

r=2 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.3) получается:

d_БП=30+3·2=36 мм

Принимаем d_БП=36мм

Промежуточный вал

При допускаемом напряжении на кручение [τ]=20 МПа диаметр промежуточного вала:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d_К= 37,8 мм

Принимаем d_К=38 мм

d_БК=d_К+3·f (5.1.4)

f=1,2 мм-фаска на ступице колеса

подставляя данные в формулу (5.1.4) получается:

d_БК=38+3·1,2=41,6 мм

Принимаем d_БК=42 мм

Диаметр мест под подшипники

d_П= d_К-3·r (5.1.5)

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.5) получается:

d_П= 38-2·2,5=33 мм

Принимаем d_П=35 мм

d_БП=d_П+3·r (5.1.6)

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.6) получается:

d_БП=35+3·2,5=42,5 мм

Принимаем d_БП=42 мм

Выходной вал

При [τ]=20 МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d= 59,3 мм

Принимаем d=60 мм.

Диаметр мест под подшипники

d_П= d+2·t_цил (5.1.7)

t_цил=4,6 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.7) получается:

d_П=60+2·4,6=69,2 мм

Принимаем d_П=70 мм

d_БП=d_П+3·r (5.1.8)

r=3,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.8) получается:

d_БП=70+3·3,5=80,5 мм

Принимаем d_БП=80 мм

Диаметр мест под колесо

d_К=d_БП (5.1.9)

подставляя данные в формулу (5.1.9) получается:

d_К=80 мм

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Входной вал

Определение реакций опор

Тогда:

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Н·мм

Участок 2 ()

при Н·мм

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нм

при Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при

Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Промежуточный вал

Определение реакций опор

Тогда:

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при

Выходной вал

Определение реакций опор

Тогда:

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

Построение эпюры М_Y