Привод к эскалатору

Привод к эскалатору

1. Энергетический, кинематический расчет привода

1.1 Энергетический расчет и выбор типа двигателя

1.1.1 Мощность, необходимая для привода эскалатора

Частота приводного вала:

Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой:

;

где — общий КПД привода:

_общ = з₁ * з₂

где: ₁ — КПД косозубой передачи з₁ = 0.97;

з₂ — КПД прямозубой передачи ₂=0,96;

Р_дв =

1.1.2 Выбор типа двигателя.

По таблице 24.8 по выбранной мощности Р_дв двигателя подбираем электродвигатель RAM132S4, асинхронная частота вращения и мощность которого равны n _эдв =1445 (об/мин), Р_дв=5.5 кВт.

1.2 Кинематический расчет привода

Находим требуемое общее передаточное число привода по формуле:

U_общ= U_ред=

Передаточное число быстроходной ступени:

Из стандартного ряда принимаем

Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения электродвигателя, т. е.:

n₁= n _эдв=1445 (об/мин) Частота вращения промежуточного вала:

Частота вращения тихоходного вала:

Расхождение между получившейся частотой быстроходного вала и требуемой для привода эскалатора вал привод подшипник двигатель

1.3 Силовой расчет привода

Крутящий момент на тихоходном валу:

;

Мощность и момент на промежуточном валу:

Мощность и момент на быстроходном валу:

В таблице приведены мощности, моменты и частоты вращения входного, промежуточного и выходного валов.

Таблица 1 — Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Расчет косозубой передачи

Время работы передачи:

t=t_г*365*24*К_г*К_с=8*365*24*0.4*0.4=11 212.8 часов

2.1.1 Выбор материалов и способа упрочнения

Для колеса выбираем материал — сталь 40ХН термическая обработка — улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка — улучшение твердость НВ280

2.1.2 Расчет допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.

Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:

— длительный предел контактной выносливости, МПа;

— коэффициент запаса прочности, для колес с поверхностной закалкой =1.3, для улучшенных колес S_H⁼1.2;

z_r — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев Z_R=1;

Z_v — коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5 м/с Z_v=1;

z_n — коэффициент долговечности:

где m — показатель степени, m=6;

N_HG — базовое число циклов;

N_HE — эквивалентное число циклов;

Базовое число циклов шестерни:

N_HG1=280³=2.19*10⁷

Базовое число циклов колеса:

N_HG2=240³=1,38*10⁷

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

N_HE=60*n*t*e_H

где 60 — согласующий коэффициент;

n — частота вращения шестерни или колеса, об/мин;

t — полное время работы передачи, ч;

e_H — коэффициент эквивалентности.

где Т_i — момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);

Т _max — наибольший из длительно действующих моментов;

t_i — время работы на каждой ступени нагружения.

Определение коэффициента долговечности;

примем значения Z_N1 и Z_N2 =1

Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр. 185]:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:

=0,45*(484.6+458.3)=424.8 МПа При этом должно выполняться условие:

1,25? ?

1,25=1,25*630=787.5 МПа Условие выполняется.

Коэффициент ширины зуба выбирается из интервала (3, стр. 155):

— (0,25…0,4)

Для косозубой передачи принимаем =0,4.

2.1.3 Выбор расчетных коэффициентов

Коэффициент нагрузки К_Н берется из интервала: К_Н — (1,3…1,5).

Для косозубой передачи, К_Н вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу К_Н=1,3.

2.1.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние а_w определяется из выражения:

[мм]

где k_a — числовой коэффициент k_a=410

U — передаточное число U=5.5

T₁ — крутящий момент на шестерне T₁=29.807 Нм

мм по ГОСТу a_w=125 мм.

Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:

выбираем по ГОСТу значение m=1.25.

Число зубьев.

Угол наклона зубьев выбирается из соотношения (3, стр. 155);

Зададимся

Число зубьев шестерни:

; примем Z₁=30.

Уточним угол:

Фактическое передаточное число:

Проверка:

мм.

Диаметры шестерни и колеса:

Проведем проверку:

a_w =0.5*(d₁ +d₂)= 0.5*(38.462+211.538)=125 мм;

Определим диаметры выступов и впадин:

d_a1 = d₁ + 2*m = 38.462+2*1,25=40.962 мм;

d_a2 = d₂ + 2*m = 211.538+2*1,25=214.038 мм;

d_f1 = d₁ — 2.5*m = 38.462 — 2.5*1,25 = 35.337 мм;

d_f2 = d₂ — 2.5*m = 211.538 — 2.5*1,25 = 208.413 мм.

Ширина колеса

Ширина колеса b определяется по формуле:

мм

Торцевая степень перекрытия.

Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:

Осевая степень перекрытия.

Осевая степень перекрытия определяется по выражению:

Окружная скорость и выбор степени точности.

Окружная скорость определяется по формуле:

м/с.

По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 5 м/с для косозубых колес выбираем 8-ю степень точности.

2.1.5 Проверочный расчет на усталостную контактную прочность

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности по изгибной прочности:

где k_hv и К_FV — коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];

К_Hв и К_Fв — коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];

Кна и К_Fа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=2.91 м/с определяем методом интерполяции.

Кнv=1,07, К_Fv=1,13.

Коэффициенты распределения нагрузки К_Нб⁼ К_Fб 1,14.

K_H= 1,07*1,22*1,14 = 1,488;

K_F = 1,13*1.037*1,14=1,336.

Контактные напряжения, действующие в зацеплении (3, стр. 166):

где Z_Е — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали Z_Е=190 МПа (3, стр. 166)

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].

Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при без смещения, Z_H=2.42 (3, стр. 167);

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

F_t — окружная сила, H.

Вычисляем контактные напряжения:

Вычисляем недогрузку:

Недогрузка составляет 2.7%, что допустимо.

Допускаемые напряжения изгиба:

где S_F — коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес S_F =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем S_F =1.7;

Y_R — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с R_z=40 мкм =1

Y_X — коэффициент, учитывающий масштабный фактор Y_X=1

Y_b — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:

Y_A — коэффициент для реверсивности работы Y_A=0.65

Y_N — коэффициент долговечности где где m — показатель степени, для улучшенных колес m=6;

N_FG — базовое число циклов, для любых передач N_FG=4*10⁶

N_FE — эквивалентное число циклов

e_F — коэффициент эквивалентности В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:

Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:

Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа Определяем рабочее напряжение где К_F-коэффициент нагрузки, К_F=1,336.

— коэффициент формы зубьев

— эквивалентное число зубьев

Запас прочности:

Следовательно, условие прочности выполняется.

Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где — кратковременная нагрузка

МПа Условие статической контактной прочности выполняется.

Проверка изгибной статической прочности:

Условие статической контактной прочности по напряжениям выполняется.

2.2 Прямозубая тихоходная передача

Выбор материалов и способа упрочнения.

Для колеса выбираем материал — сталь 40ХН термическая обработка — улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ280). Для шестерни термическая обработка — улучшение твердость НВ300

2.2.1 Расчет допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности:

Базовое число циклов (30) шестерни:

N_HG1=300³=2,7*10⁷

Базовое число циклов колеса:

N_HG2=280³=2.2*10⁷

Эквивалентное число циклов вычисляем по формуле:

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

N_HE=60*n*t*e_H

Определяем коэффициенты долговечности:

Длительный предел контактной выносливости шестерни:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта: ==525 МПа

2.2.3 Выбор расчетных коэффициентов

Коэффициент нагрузки К_Н берется из интервала: К_Н — (1,3…1,5).

Для косозубой передачи, К_Н вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу К_Н=1,3.

Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3, стр. 155):

— (0,351…0,4)

Для прямозубой передачи принимаем =0,315.

2.2.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние а_w определяется из выражения:

[мм]

где k_a — числовой коэффициент

— передаточное число

— крутящий момент на шестерне Н*м

мм по ГОСТу мм.

Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:

выбираем по ГОСТу значение .

Число зубьев:

Диаметры шестерни и колеса:

мм.

мм.

Проведем проверку:

a_w =0.5*(d₁ +d₂)= 0.5*(66+334)=200 мм;

Определим диаметры выступов и впадин:

d_a1 = d₁ + 2*m = 66+2*2=70 мм;

d_a2 = d₂ + 2*m = 334+2*2=338 мм;

d_f1 = d₁ — 2.5*m = 66 — 2.5*2= 61 мм;

d_f2 = d₂ — 2.5*m = 334 — 2.5*2= 329 мм.

Ширина колеса

Ширина колеса b определяется по формуле:

мм

Торцевая степень перекрытия.

Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:

Окружная скорость и выбор степени точности.

Окружная скорость определяется по формуле:

м/с.

По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 3 м/с для прямозубых колес выбираем 8-ю степень точности.

2.2.5 Проверочный расчет на усталостную контактную прочность

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности по изгибной прочности:

где k_hv и К_FV — коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];

К_Hв и К_Fв — коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];

Кна и К_Fа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=0,9 м/с определяем методом интерполяции.

Контактные напряжения, действующие в зацеплении (3, стр. 166):

где Z_Е — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали Z_Е=190 МПа (3, стр. 166)

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].

Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при для без смещения, (3, стр. 167);

F_t — окружная сила, н.

Н Вычисляем контактные напряжения:

Вычисляем недогрузку:

<10%.

Недогрузка составляет 1,3%, что допустимо.

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

где S_F — коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес S_F =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем S_F =1.7;

Y_R — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с R_z=40 мкм Y_R=1

Y_X — коэффициент, учитывающий масштабный фактор Y_X=1

— коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:

Y_A — коэффициент для реверсивности работы Y_A=0,65

Y_N — коэффициент долговечности где где m — показатель степени, для улучшенных колес m=6

N_FG — базовое число циклов, для любых передач

N_FE — эквивалентное число циклов

— коэффициент эквивалентности В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:

Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:

Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

Определяем рабочее напряжение

где К_F-коэффициент нагрузки, К_F=1,11.

— коэффициент формы зубьев

— эквивалентное число зубьев

— опытный коэффициент:

;

Расчет ведем по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отклонение допускаемых напряжений

что меньше допустимых. Следовательно, условие прочности выполняется.

Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где — кратковременная нагрузка

МПа Условие статической контактной прочности выполняется.

Условие прочности по напряжениям изгиба:

Для улучшенных зубьев

Условие статической контактной прочности выполняется

3. Ориентировочный расчёт

3.1 Промежуточный вал

Промежуточный вал выполняем за одно с шестерней. Ориентировочный диаметр подступичной части вала d₅:

принимаем d=38 мм.

Диаметр, на который упирается колесо:

где f-размер фаски подшипника. Принимаем =42 мм.

Диаметр, на который упирается подшипник:

где r-координата фаски подшипника (1, стр. 25); r=2 мм.

Принимаем =30 мм.

3.2 Тихоходный вал

Диаметр выходного участка вала:

Принимаем =50 мм.

Участок вала, сопрягаемый с зубчатым колесом:

Принимаем d₃=62 мм Длина выходного участка вала

Принимаем =112 мм.

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр заплечиков подшипника:

Принимаем =70 мм

3.3 Быстроходный вал

Диаметр входного участка вала

примем d_k=25 мм, Диаметр вала под подшипник

примем d_П=30 мм

d₂ — диаметр самого вала d₂=30 мм Диаметр участка вала под уплотнительные устройства

Длина входного участка вала примем l₁=38 мм

4. Выбор и расчет подшипников качения

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально применяем подшипники легкой серии. Подшипники класса точности 0.

Опору применяем фиксирующую по схеме «в распор».

4.1 Подшипники входного вала

Окружная сила:

Н Радиальная сила:

Н Осевая сила:

Н Дополнительная сила от муфты:

где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d

Н Консольная сила приложена к середине выходного конца вала Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа 0 № 205 d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм; грузоподъемность С₀=10кН, динамическая С=19,5кН (табл. 24.10 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=213 мм; l₁=60 мм; l₂=40 мм; l₃=113 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Рис. 1. Расчетная схема подшипников быстроходного вала Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

— коэффициент безопасности =1,3

— температурный коэффициент =1

V — коэффициент вращения, Найдём отношение F_a/VF_r для шарикового подшипника:

F_a/VF_R=353,15/(1*6950) = 0,05

F_a=353,15Н — осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

— требуемая динамическая грузоподъемность.

L_h=11 212,8 ч. — долговечность подшипника,

P — Показатель степени. Для шариковых P=3

Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке.

Берем подшипник средней серии: 306

d=30 мм; В=72; В=19; С=28.1; С_о=14.6

4.2 Подшипники промежуточного вала

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Окружная и радиальная силы, действующие со стороны прямозубого зацепления:

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа Для выбранного подшипника типа 0 № 205 d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм; грузоподъемность С₀=10кН, динамическая С=19,5кН (табл. 24.10 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=160 мм; l₁=41 мм; l₂=71 мм; l₃=48 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Рис. 2. Расчетная схема подшипников промежуточного вала Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

— коэффициент безопасности =1,3

— температурный коэффициент =1

V=1 — коэффициент вращения, Найдём отношение F_a/VF_r для шарикового подшипника:

F_a/VF_R=342,48/(1*3855) = 0,08

F_a=342,48 Н — осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

— требуемая динамическая грузоподъемность.

L_h=11 212,8 ч. — долговечность подшипника,

P-показатель степени. Для шариковых P=3

Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке, выбираем подшипник средней серии 306:

d=30; D=72; B=19; C=28.1; C_o=14.6

4.3 Подшипники тихоходного вала

Окружная сила:

Радиальная сила:

Дополнительная сила от муфты:

где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d

Принимаем: F_M=3452 H

Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа № 211 d=55 мм, D=100 мм, В=21 мм; грузоподъемность С₀=25кН, динамическая С=43,6кН (табл. 24.1 (1))

Расстояния между точками приложения сил: l=250 мм; l₁=110 мм; l₂=50 мм; l₃=90 мм.

Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:

Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:

относительное время действия каждого уровня нагрузки Рис. 3. Расчетная схема подшипников промежуточного вала Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая

— коэффициент безопасности =1,3

— температурный коэффициент =1

V=1-коэффициент вращения, Найдём отношение F_a/VF_r для роликового подшипника:

F_a/VF_R=581.09/(1*) = 0,047

F_a=548,8 Н — осевая сила, действующая на подшипник;

Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.

— требуемая динамическая грузоподъемность.

L_h=11 212,8 ч. — долговечность подшипника,

P — Показатель степени. Для радиальных шариковых P=3

Подшипник удовлетворяет по динамической нагрузке.

5. Уточненный расчет валов

5.1 Входной (быстроходный) вал

5.1.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.1.2 Определяем моменты

1). Моменты в вертикальной плоскости:

На участке от F_м до А:

При Z₁=0

При Z₁=60

На участке от, А до F_t:

при

при

На участке от F_t до В:

при

при

2). Определяем моменты в горизонтальной плоскости:

На участке от, А до F_r

На участке от F_r до В:

3). Суммарный момент Определение суммарного момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента М_к=29.8 Н· м Рис. 4. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.1.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 40ХН у _В=920МПа, у _-1=420МПа, ф_-1=250МПа, =0,08 (стр. 145, (1)).

5.1.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

— допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5…5.

Сечение подшипника А.

В этом сечении вал имеет диаметр d = 30 и посадку с натягом.

Моменты сопротивления мм³;

мм³.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

K_у/е_у = 3,5; K_ф/е_ф = 2,5.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности в_П =1, для упрочнения закалка в_у=1,5; в=1,5.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали Ш_у = 0,15; Ш_ф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении А

.

5.1.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

Вал спроектирован правильно.

5.2 Промежуточный вал

5.2.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.2.2 Определяем моменты

1). Определяем моменты в вертикальной плоскости:

На участке от, А до F_t1:

при

при

На участке от F_t1 до F_t2:

при

На участке от F_t2 до B:

при

при

2). Определяем моменты в горизонтальной плоскости:

3). Суммарный момент Определение суммарного момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента М_к=157.04 Н· м Рис. 5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.2.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 40ХН у _В=820МПа, у _-1=360МПа, ф_-1=210МПа, =0,1 (стр. 145, (1)).

5.2.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

— допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5…5.

Опасное сечение вала находится в месте перехода одного диаметра в другой — галтель.

Запас прочности изгиба где — предел выносливости при изгибе, МПа,

— эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(концентратор-галтель).

— масштабный фактор, ,

— фактор качества поверхности,

— из условия работы МПа Подставляем и находим:

Запас прочности при кручении:

где — предел выносливости, МПа,

— эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

(сечение ослаблено галтелью),

— масштабный фактор, ,

— фактор качества поверхности,

— коэффициент чувствительности материала к ассиметрии, .

Окончательно, коэффициент запаса прочности будет равен:

Следовательно, вал спроектирован правильно.

5.2.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

5.3 Тихоходный вал

5.3.1 Нагрузки, действующие на вал

Реакции опор:

5.3.2 Определяем реакции опор

1). Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

На участке от, А до F_t4:

при

при

На участке от F_t2 до B:

при

На участке от F_t2 до F_M

при

2). Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

На участке от, А до F_t4:

3). Результирующий момент Определение результирующего изгибающего момента

Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента М_к=763.418 Н· м

Рис. 6. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

5.2.3 Материал вала

Назначаем сталь марки 45.

у _В=560Па, у _-1=250Па, ф_-1=150Па, =0.

5.2.4 Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

— допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5…5.

Сечение A.

В этом сечении вала с диаметром d₄ = 62 шпоночный паз имеет размеры

b = 18, t₁ = 7, тогда моменты сопротивления сечения мм³;

мм³.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа, .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для шпоночного паза

K_у = 1,9; е_у = 0,77; K_у/е_у = 1,9/0,77 = 2,5;

K_ф = 1,7; е_ф = 0,85е_у = 0,85· 0,77 = 0,65; K_ф/е_ф = 1,7/0,65 = 2,6.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

K_у/е_у = 3,65; K_ф/е_ф = 2,6.

Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше, принимаем к расчету эти значения.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности в_П = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали Ш_у = 0,1; Ш_ф = 0.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

.

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении A

Следовательно, вал спроектирован правильно.

5.2.5 Определяем запас по статической прочности

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

6. Расчет комбинированной упруго-предохранительной муфты

Исходные данные: вращающий момент Т=763.418 частота вращения n=52 об/мин; диаметр вала d=50 мм.

6.1 Упругая комбинированная предохранительная муфта

После подбора [3, стр. 462−463, т. 15.5.] и конструирования муфты проведем расчет ее работоспособности и подбор диаметра срезного штифта.

6.1.2. Проверочный расчет упругого элемента на смятие Упругие элементы муфты проверяем в условиях предположительного равномерного распределения нагрузки между пальцами (здесь и далее [2, стр. 289−290])

где Т_К — вращающий момент, Н· м; d_П — диаметр пальца, м; l_ВТ — длина упругого элемента, м; D₀ — диаметр расположения пальцев, м; [у]_CM — допускаемое напряжение смятия, Па.

Расчет по напряжениям смятия условный, так как не учитывает истинный характер распределения напряжений. В этом случае допускаемые напряжения [у]_CM = 2МПа.

6.2 Расчет пальцев на изгиб

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитаем на изгиб (здесь и далее [2, стр. 290]):

где С-зазор между полумуфтами.

Допускаемое напряжение изгиба принимаем [у]_И=(0,4…0,5)· у_Т=216МПа.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. — Контруирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Вузов. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 1985. — 416 с., ил.

2. Методические указания по расчету зубчатых колес. Ижевск, ИжГТУ, 1998 г.

3. Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение. 1974 г.

4. Иванов М. Н. — Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений — 5-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 1991. — 383 с., ил.

5. Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Козинцов Б. С., Боков К. Н., Ицкович Г. М., Чернилевский Д. В. — Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1984. — 560 с.,

6. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991.-432 с.: ил. ISBN 506−1 514−9.

7. Иванов М. Н. и Иванов В. Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975.

8. Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1989.-496 с.:ил.