Расчет привода электрической лебедки с клиноременной передачей

Содержание Техническое задание на проектирование

1. Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода

3. Выбор материала червячных передач

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой клиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9.Проверочный расчет подшипников

10.Разработка чертежа общего вида привода

11. Проверочные расчеты

12. Расчет технического уровня редуктора Список используемой литературы Техническое задание на проектирование Кинематическая схема Шифр 037

Рассчитать привод электрической лебёдки с клиноремённой передачей и червячным редуктором.

Грузоподъёмность лебёдки F=2,9кН Скорость подъёма v=0,27м/с Диаметр барабана D=350мм Угол наклона ремённой передачи и=60°

Допускаемое отклонение скорости подъёма д=6%

Срок службы привода L_г=5лет

1. Срок службы приводного устройства.

Срок службы L_h, ч, определяем по формуле:

Где L_r— срок службы привода, лет; tcпродолжительность смены, ч;

L_c— число смен;

Время простоя 15%. Расчетный срок службы с учетом времени простоя:

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.

Определяем требуемую мощность рабочей машины P_рм, кВт;

Общий КПД привода:

определяем требуемую мощность двигателя P_дв, кВт:

Определяем номинальную мощность двигателя P_ном, кВт.

;

По таблице К9 выбираем двигатель серии А4 с номинальной мощностью, применив для расчета 4 типа двигателя:

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, мин^-1

отсюда ;

Где скорость тягового органа, м/с; Dдиаметр барабана, мм;

;

Определяем передаточное число привода для каждого варианта:

;

;

;

;

.

Производим разбивку передаточного числа привода U, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным U_зп = 20.

Выбираем электродвигатель № 4АМ90L6У3, U_оп = 2,45, U_зп = 20.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала элеватора:

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения, мин^-1:

;

Принимаем +1,146

Определяем фактическое передаточное число привода U_Ф:

;

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

Таким образом, выбираем двигатель 4A90L6У3 n_ном=935 об/мин, Pном=1,5 кВт, передаточные числа, привода U=46,18, редуктора U_зп=20, ременной открытой передачи U_оп=2,45.

Определение силовых и кинематических параметров привода.

3. Выбор материала червячных передач Выбор твердости, термообработки и материала червяка.

Выбор материала червячного колеса.

Выбор марки материала червячных колес зависит от скорости скольжения v_s:

= 1,39 м/с.

По скорости скольжения выбираем по табл. 3.5 материал червячного колеса СЧ18.

Определение допускаемых контактных напряжений для червячного колеса [у_н]_, Н/мм²:

Определение допускаемых напряжений изгиба [у]_F, H/мм².

а) Коэффициент долговечности для зубьев червячного колеса K_FL.

Nчисло циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573L_h. Здесь — угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h— срок службы привода (ресурс), ч.

N=;

;

б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев червячного колеса [у]_F, H/мм² :

;

Для реверсивных передач уменьшают на 25%:

.

Табличный ответ к задаче 3:

4. Расчет закрытой червячной передачи Проектный расчет Определить главный параметр — межосевое расстояние, мм:

Округляем до ближайшего значения:

Число витков червяка z₁:

при U_зп св. 14 до 30:

z₁=2

Число зубьев червячного колеса z₂:

;

Модуль зацепления m, мм:

Округляем до ближайшего значения:

Коэффициент диаметра червяка:

Коэффициент смещения инструмента x:

Фактическое передаточное число U_ф:

;

;

Фактическое значение межосевого расстояния a_w, мм:

;

Основные геометрические размеры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: ;

начальный диаметр: ;

диаметр вершин витков: ;

диаметр впадин витков: ;

делительный угол подъема линии витков: ;

длина нарезаемой части червяка:

б) Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр ;

диаметр вершин зубьев ;

наибольший диаметр колеса

;

диаметр впадин зубьев ;

ширина венца:

при z₁=1;2:

;

радиусы закруглений зубьев:

;

;

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2д:

Проверочный расчет Коэффициент полезного действия червячной передачи:

где г — делительный угол подъема линии витков червяка; ц — угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:

;

Проверка контактных напряжений зубьев колеса у_H, Н/мм²:

где

;

K — коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с;

K=1;

Н/мм²;

Проверка напряжения изгиба зубьев колеса у_F, Н/мм²:

;

Y_F2 — коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z_v2:

;

Проверка межосевого расстояния:

мм Параметры червячной передачи, мм.

5. Расчет открытой клиноременной передачи Проектный расчет Выбираем клиновой ремень нормального сечения О.

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива при T<30Н· м: d_1min=63мм.

Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d₁=80мм из стандартного ряда (табл. К40).

Диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где — коэффициент скольжения, принимаем .

;

принимаем d₂=200мм.

Определить фактическое передаточное число U_ф:

;

отклонение от заданного U:

.

Ориентировочное межосевое расстояние, мм:

;

.

Расчетная длина ремня l, мм:

По табл. К31 округляем до ближайшего стандартного значения .

Уточнение значения межосевого расстояния по длине:

;

;

Угол обхвата ремнем ведущего шкива б₁, град:

Угол б₁ должен быть .

Скорость ремня v, м/с:

Частота пробегов ремня U, с^-1:

— допускаемая частота пробегов.

Это значение условно выражает долговечность ремня и гарантирует срок службы 1000…5000ч.

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём с десятью клиньями [P_п], кВт:

;; =1; .

Количество клиновых ремней z:

;

Принимаем z=4.

Сила предварительного натяжения F₀, Н:

Н;

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней F₁, Н:

Н;

Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей одного клинового ремня, Н:

Н;

Н.

Сила давления ремней на вал F_оп, Н:

Н Проверочный расчет Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви у_max, Н/мм²:

где а) — напряжение растяжения;

Н/мм²;

б) — напряжения изгиба, Н/мм²:

Н/мм²;

в) — напряжения от центробежных сил, Н/мм²:

Н/мм²

Н/мм²;

Н/мм²

Н/мм²

Параметры клиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора Определение сил в зацеплении закрытой передачи.

б=20°

Консольные силы.

;

Н — на тихоходном валу.

7. Разработка чертежа общего вида редуктора Выбор материала валов.

Для проектируемого редуктора выбираем термически обработанную легированную Ст45 для быстроходного и тихоходного вала.

Допускаемые напряжения на кручение.

[ф]_к=10 Н/мм² — для быстроходного вала;

[ф]_к=20 Н/мм² — для тихоходного вала.

Геометрические параметры ступеней валов.

Предварительный выбор подшипников качения

1. Тип, серия и схема установки подшипников.

По табл. 7.2 выбираем на быстроходном валу радиально-упорные шариковые подшипники типа 46 000 средней серии с углом б=26°, схема установки 3 (враспор).

На тихоходном валу выбираем роликовые конические подшипники типа 7000 легкой серии с углом б=16°, схема установки 3.

2. По табл. К28 выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра D внутреннего кольца.

3. Основные параметры подшипников.

Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные:

обозначение — 46 306

d=30 мм; D=72 мм; В=19мм; C_r=25,6кН; C_0r=18,7кН.

Подшипники роликовые конические однорядные:

обозначение — 7211

d=55 мм; D=100; b=21; C_r=57,9; C_or=46,1; T=26,5; e=0,41.

4. Параметры редукторной пары:

наружный диаметр и длина ступицы:

мм

=8мм мм По схеме общего вида редуктора определяем параметры:

l₃=172 мм; L_Б=209 мм; L_Т=184 мм.

5. Определяем точку приложения реакции для подшипников:

а) на быстроходном валу:

мм;

б) на тихоходном валу:

мм.

6. По схеме общего вида редуктора определяем параметры:

l_Б=172мм; l_м=96мм; l_Т=140мм; l_оп=140мм.

Материал валов, размеры ступеней, подшипники.

8. Расчетная схема валов редуктора Исходные данные:

а) силовые факторы: Н; Н; Н;

консольные силы:

муфты: Н б) геометрические параметры: l_Б=0,177 м; l_м=0,096 м.

в) диаметры делительной окружности червяка и червячного колеса:

d₁=0,080 м.

Определение реакций в подшипниках Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал).

1. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции, Н:

; ;

Н

; ;

Н Проверка:; ;

1356,3−1210−146,3=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3 Н м.

;; ;

2. Горизонтальная плоскость а) определяем опорные реакции, Н:

;; ;

;

;;

;

Проверка:; ;

;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4 Н м.

;;

.

3. Строим эпюру крутящих моментов:

4. Суммарные радиальные реакции, Н:

.

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

;

Быстроходный вал Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал).

Н; Н;Н; Н; l_Т=0,140 м; l_оп=0,140 м;;

; d₂=0,320 м;

.

1. Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции, Н:

;

;

Н

; ;

Н Проверка:

; ;

382−1177,3−1210+2005,3=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3 Н м.

;; ;;

2. Горизонтальная плоскость а) определяем опорные реакции, Н:

;; ;

;

;;

;

Проверка:

; ;

;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4 Н м.

;;

3. Строим эпюру крутящих моментов:

;

4. Суммарные радиальные реакции, Н:

.

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

6.

;

Тихоходный вал

9. Проверочный расчет подшипников.

Проверка пригодности расчет подшипника 46 306 быстроходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Осевая сила в зацеплении F_a=3324,6H. Реакции в подшипниках R_r1=3575,8H; R_r2=3821,6H. Характеристика подшипников C_r=25,6кН, X=0,41; коэффициент влияния осевого нагружения e=0,68; Y=0,87; V=1; K_б=1,1; К_Т=1; ч.;; .

Определяем составляющие радиальных реакций:

б) Определяем осевые нагрузки подшипников:

в) Определяем отношения:

червячный передача редуктор подшипник г) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E:

д) Определяем динамическую грузоподъёмность по большему значению эквивалентной нагрузки:

, следовательно — подшипник годен.

Проверка пригодности расчет подшипника 7211 тихоходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Осевая сила в зацеплении F_a=891H. Реакции в подшипниках R_r1=1225,16H; R_r2=3069,26H. Характеристика подшипников C_r=57,9кН, X=0,4; коэффициент влияния осевого нагружения e=0,41; Y=1,46; V=1; K_б=1,1; К_Т=1; ч.;; .

Определяем составляющие радиальных реакций:

б) Определяем осевые нагрузки подшипников:

в) Определяем отношения:

г) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E:

д) Определяем динамическую грузоподъёмность по большему значению эквивалентной нагрузки:

следовательно — подшипник годен.

10.Разработка чертежа общего вида привода.

Конструирование червячного колеса.

Вал-червяк, червяк заодно с валом.

Установка колес на валах:

а) шпоночное соединение червячных колес (H7/s7)

б) осевое фиксирование колес: l_ст/d=(1…1,5), l_ст/d=84/70=1,2- колесо сидит на валу без перекосов.

Выбор соединения колеса с валом.

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяют шпонки и посадки с натягом.

Для соединения вала с колесом применим шпоночное соединение. Это соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего Момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне не желательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу.

По таблице К42 принимаю шпонку 14x9x45 ГОСТ 23 360–78.

Конструирование подшипниковых узлов.

Принимаем схему установки подшипников Осевое фиксирование вала в двух опорах — враспор.

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором 3-й или 5-й ступени вала либо в торцы других деталей, установленных на 2-й или 4-й ступени. Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в торцы крышек или других деталей, установленных в подшипниковом гнезде. Кольца радиально-упорных подшипников обеих опор располагают широкими торцами наружу.

Типы подшипников. В проектируемых редукторах приняты радиальные однорядные шариковые и радиально-упорные шариковые и роликовые конические подшипники. Если в опорах применены радиальные подшипники, то для компенсации тепловых деформаций сравнительно коротких (до 300мм) валов между торцом наружного кольца и крышкой устанавливают зазор мм (на сборочных чертежах редукторов зазор a не показывают). При установке радиально-упорных подшипников для предотвращения защемления в телах качения от температурных деформаций вала предусматривают осевую регулировку зазоров в подшипнике.

Достоинства: а) возможность регулировки подшипников; б) простота конструкции опор (отсутствие стаканов и других дополнительных деталей).

Недостатки: а) вероятность защемления тел качения в опорах вследствие температурных деформаций; б) более жесткие допуски на осевые размеры вала и ширину корпуса.

Конструирование корпуса редуктора В проектируемых одноступенчатых редукторах принято в основном конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки (верхняя часть корпуса) и основания (нижняя часть). Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.

· Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

д= 1,8•

где Т₂— вращающий момент на тихоходном валу.

д= 1,8• = 8,64 мм

· Фланцевые соединения:

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусе проектируемого одноступенчатого редуктора конструируют пять фланцев: 1-фундаментальный основания корпуса; 2-подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса; 3-соединительный основания и крышки корпуса; 4-крышки подшипникового узла; 5-крышки смотрового люка.

Фундаментальный фланец основания корпуса:

b₁= 2,4•d₁+д=2,4•14+8,64=42,24 мм;

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса:

n₂=2 шт. на одну сторону корпуса.

Конструирование элементов открытых передач

Выбор муфт.

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой.

Для конструируемого редуктора выбираем упругю муфту с торообразной оболочкой.

Применяемая муфта обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых, радиальных и угловых смещений.

Параметры муфты:

Т=500Н· м; щ=170с^-1; D=280мм; d=42мм; d_ст=1,55d=1,55· 42=65,1 мм; l_цил=84мм; L_цил=270мм; Дr=3; Дг=1°30'; Дб=3,6; D₀=0,5D=140мм; B=0,25D=0,25· 280=70мм; C=1,06B=1,06· 70=74,2 мм; D₁=0,75D=0,75· 280=210мм; D₂=0,6D=0,6· 280=168мм.

Смазывание.

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

По таблице 10.29 выбираем масло И-Т-Д-220.

Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…08 л на 1 кВт передаваемой мощности. Исходя из мощности выбранного двигателя, принимаем количество масла 6 л.

Определение уровня масла. В червячных редукторах при окунании в масляную ванну колеса, уровень масла рассчитывают:, где mмодуль зацепления, d₂-диаметр вершин зубьев колеса. h_m=0,25•336=84мм.

Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора, выбираем крановый маслоуказатель.

11. Проверочные расчеты Проверочный расчет шпонок.

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки на тихоходном валу — под колесом и элементом открытой передачи, и одна шпонка на быстроходном валу — под полумуфтой.

Условие прочности:

где F_t-окружная сила на шестерне или колесе, Н;

А_см=(0,94h-t₁)l_p — площадь смятия, мм², где t₁-глубина паза вала, l_p=l-b — рабочая длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке.

Проверим на смятие шпонку на тихоходном валу под колесом, где F_t=3324,6 Н, а

А_см=(0,94h-t1)(l-b)=(0,94•9−5,5)•61=180,56 мм² ;

Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.

Стяжные винты подшипниковых узлов наиболее ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение — воспринимать силы, передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников.

Винты изготавливают из стали 35, класса прочности 6.8 (первое число, умноженное на 100, определяем предел прочности; произведение чисел, умноженное на 10, определяем предел текучести-).

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения :

где F_p— расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающих нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,

.

Здесь F_B=0,5•R_y— сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где R_y— большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала, R_y=; К₃ — коэффициент затяжки, К₃= 1,25…2 — при постоянной нагрузке; х — коэффициент основной нагрузки, х=0,2…0,3 — для соединения стальных или чугунных деталей без прокладок;

Аплощадь опасного сечения винта, мм²:

;

где — расчетный диаметр винта; d₂ — наружный диаметр винта; ршаг резьбы;

Проверим стяжной винт М10−6g х40.68.028:

1) Определяем силу, приходящуюся на один винт:

F_в =

2) Принимаем К₃=1,5; х=0,27.

3) Определяем допускаемое напряжение: [у]=0,25•у_т= 0,25•400=100 Н/мм²

4) Определяем расчетную силу затяжки винтов:

F_р=[1,5(1−0,27)+0,27]1002,65=1368,6 Н

5)Определяем площадь опасного сечения:

мм²;

6)Определяем эквивалентные напряжения:

Проверочный расчет валов Цель расчета — определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

s?[s]

1. Тихоходный вал.

Первое опасное сечение — вторая ступень вала под подшипником опоры.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений у_А равна расчетным напряжениям изгиба у_И:

где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;.

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней:

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

мм³

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где М_к — крутящий момент, М_к =

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала: K_у=1,6; K_ф=1,45.

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: K_d=0,81.

— коэффициент влияния шероховатости: K_F=1,05.

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²;

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

г) Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²;

— нормальные напряжения, Н/мм²;

ф_A— касательные напряжения, Н/мм²:

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

S?[S]; 10,35?1,5

где S — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

Второе опасное сечение — на третьей ступени под колесом.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;.

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней:

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

W_нетто=0,1•50³ -=1524,79 мм³

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где М_к — крутящий момент, М_к =;

_снетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала:

_снетто=

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала: К_у=2,15; К_ф=2,1.

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: K_d=0,76.

— коэффициент влияния шероховатости: К_F=1,0.

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²;

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

г) Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²;

— нормальные напряжения, Н/мм²;

ф_A— касательные напряжения, Н/мм²:

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

S?[S]; 2,14? 1,5

где S — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

2.Быстроходный вал.

Первое опасное сечение — третья ступень вала под подшипником опоры.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;.

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней:

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

мм³

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где М_к — крутящий момент, М_к =

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала: К_у=1,75; К_ф=1,6.

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: К_d=0,88.

— коэффициент влияния шероховатости: К_F=1,05.

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²;

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

г) Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²;

— нормальные напряжения, Н/мм²;

ф_A— касательные напряжения, Н/мм²:

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

S?[S];? 1,5

где S — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

Второе опасное сечение — на третьей ступени над колесом.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;.

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней:

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

мм³

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где М_к — крутящий момент, М_к =;

_снетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала:

в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала: К_у=1,75; К_ф=1,6.

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: K_d=0,88.

— коэффициент влияния шероховатости: К_F=1,05.

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²;

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

г) Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²;

— нормальные напряжения, Н/мм²;

ф_A— касательные напряжения, Н/мм²:

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

S?[S]; 19,936? 1,5

где S — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

12. Расчет технического уровня редуктора Определение массы редуктора.

1.Цилиндрический редуктор: m=цсd₁•10^-9,

где а) ц-коэффициент заполнения, ц=5,6;

б) с=7,4•10³— плотность чугуна;

в) d₁ — делительный диаметр червяка кг

2. Критерий технического уровня: г=m/Т₂= /531,94=0,12

Технический уровень редуктора

1. Шейнблинт А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. — Калининград: Янтар. сказ, 2005. — 456 с.: ил., чёрт. — Б. ц.

2. Дунаев П. Ф. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. П. Ф. Дунаев, О. П. Лёликов. — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: издательский центр «Академия», 2004. — 496 с.