- •Содержание:
- •Введение
- •1. Кинематический расчет привода
- •1.1 Схема привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя
- •1.2.2 Требуемая частота вращения
- •1.2.3 Выбор электродвигателя
- •1.3 Уточнение передаточных чисел
- •2. Расчет зубчатых передач
- •2.1 Схема передачи
- •2.2 Критерии работоспособности и расчета
- •2.3 Выбор материала зубчатых колес
- •2.4 Расчет допускаемых напряжений
- •2.4.1 Допускаемые контактные напряжения
- •2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба
- •2.4.3 Максимальные допустимые напряжения
- •2.5 Проектный расчет передач
- •2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки
- •2.5.2 Расчет межосевого расстояния передачи
- •2.6 Определение основных параметров передачи
- •2.7 Определение геометрических размеров зубчатых колес
- •2.8 Проверочные расчеты передачи
- •2.8.1 Уточнение окружных скоростей и коэффициентов нагрузки
- •3. Расчет цепной передачи
- •3.2 Проверка цепи.
- •3.2.1 Проверка по частоте вращения
- •3.2.2 Проверка по давлению в шарнирах
- •3.3 Число звеньев цепи.
- •3.4 Межосевое расстояние.
- •3.5 Диаметры звёздочек.
- •3.6 Силы, действующие на цепь.
- •3.7 Проверка коэффициента запаса прочности
- •3.9 Итоговая таблицы
- •4. Предварительный расчет валов
- •4.3 Вал тихоходный (выходной)
- •5. Подбор и проверка шпонок
- •Проверка шпонок на смятие
- •6. Выбор муфты
- •7. Выбор подшипников Для опор валов цилиндрических косозубых колес редукторов применяются подшипники шариковые радиальные. Первоначально назначаются подшипники легкой серии (гост 8338-75).
- •8. Определение реакций опор валов и построение эпюр
- •9. Проверка подшипников
- •10. Уточненный расчет вала 4-5
- •11. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •12. Выбор смазки
- •13. Сборка и регулировка редуктора
- •Список использованной литературы:
9. Проверка подшипников
Условие годности подшипников
, (96)
где Lh – расчетный ресурс (долговечность);
[Lh] – требуемый ресурс.
, (97)
где tΣ – суммарное время работы.
, (98)
Cr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника;
Pэкв – эквивалентная динамическая нагрузка;
n – частота вращения вала;
m = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.
, (99)
где Kб – динамический коэффициент нагрузки (Kб = 1.2, табл. 7.6, стр. 118, /4/);
Kт – температурный коэффициент (при tраб < 100º С, Kт = 1, стр. 117, /4/);
V – коэффициент вращения кольца (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
Н
Н
Н
Н
Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого
10. Уточненный расчет вала 4-5
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S > [S].
Расчёт производится для предположительно опасных сечений вала.
Материал вала ─ сталь 45.
Таблица 8
-
Диаметр
заготовки
Твердость
НВ
σв
МПа
σт
МПа
τт
МПа
σ-1
МПа
τ-1
МПа
ψт
<120
270
900
650
390
410
230
0,10
Сеч А - А: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение, концентратором напряжений является шпоночная канавка.
Расчет на статическую прочность.
Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
σ=103·Мmax/W+Fmax/А; (100)
τ=103·М кmax/Wк, (101)
где Мmax=Кп ─ суммарный изгибающий момент, Н·м; (102)
М кmax=Кп·Т ─ крутящий момент, Н·м; (103)
Fmax=Кп·F ─ осевая сила, Н; (104)
Wк ,W ─ моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3;
А ─ площадь поперечного сечения, мм2.
Кп – коэффициент перегрузки.
Мmax= Н·м
М кmax= Н·м
Fmax= Н
Частные коэффициенты запаса прочности:
Sтς= σт/σ; (105)
Sтτ = τ т/ τ (106)
Sтσ= 650/11.6 = 56
Sтτ = 390/14 = 28
Общий коэффициент запаса прочности:
Sт= Sтσ· Sтτ/ (107)
Sт= 56·28/ = 25 > [S]=2
Условие прочности выполняется.
Расчет на сопротивление усталости.
Коэффициент запаса прочности:
S= Sσ· Sτ/ (108)
Sσ=σ-1D/ σа (109)
Sτ=τ-1D/( τа+ψτD· τа), (110)
где σа и τа ─ амплитуды напряжений цикла;
ψτD ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.
σа=103·М/W; (111)
τа=103·М к/2Wк
М= (112)
М=32.209 Н·м
М к=90 Н·м
σа=103·32.209/6444.8=5 МПа
τа=103·90/2·13714.7=3.3 МПа
Пределы выносливости вала:
σ-1D= σ-1/КσD; (113)
τ-1D= τ-1/КτD, (114)
где КσD и КτD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.
КσD=( Кσ/ Кdσ+1/ КFσ-1)/ КV, (115)
КτD=( Кτ/ Кdτ+1/ КFτ-1)/ КV, (116)
где Кσ и Кτ ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кdς и Кdτ ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КFς и КFτ ─ коэффициенты влияния качества поверхности;
КV ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
КσD=( 2.2/0,85+1/0,85-1)/1=2,65
КτD=( 2,05/0,85+1/0,85-1)/1=2,45
σ-1D= 410/2,65=155 МПа; τ-1D= 230/2,45=94 МПа
ψτD=ψτ/ КτD (117)
ψτD=0,1/2,45=0,041
Sσ=155/5 =31 Sτ=94/(3.3+0,0413.3)=27.4
S= 31·27.4/ =20.5 [S]=2.5
Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.