- •Пояснительная записка к курсовой работе
- •Задание на курсовую работу
- •Введение
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •1.1. Определение требуемой мощности электродвигателя
- •1.2. Определение передаточных чисел
- •2.25. Силы, действующие в передаче:
- •3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни
- •3.2.3. Допускаемые напряжения изгиба для колеса
- •3.3.10. Силы, действующие в зацеплении, н:
- •3.3.11. Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба
- •4. Проектный расчёт валов
- •4.1. Выбор материала валов
- •4.2. Выбор допускаемых напряжений
- •4.3. Определение геометрических параметров ступеней ведущего вала (проектный расчёт ведущего вала)
- •4.4. Определение геометрических параметров ступеней ведомого вала (проектный расчёт ведомого вала)
- •8.1.2. Шпонка под шестерню зубчатой передачи
- •8.2. Подбор и проверка шпонок ведомого вала
- •8.2.1. Шпонка под колесо зубчатой передачи
- •8.2.2. Шпонка под ведущую звёздочку
- •9. Проверка подшипников
- •9.1. Проверка подшипников ведущего вала
- •9.2. Проверка подшипников ведомого вала
- •10. Уточнённый расчёт валов на выносливость
- •10.1. Ведущий вал
- •10.2. Ведомый вал
- •11. Выбор масла и расчёт его объёма
- •12. Выбор основных посадок деталей привода
- •13. Выбор муфты и проверка её работоспособности
- •13.1. Расчётный крутящий момент муфты:
- •13.2. Размеры полумуфты со стороны вала электродвигателя (левая полумуфта на рис. 13.1)
- •13.3. Размеры полумуфты со стороны вала редуктора (правая полумуфта на рис. 13.1)
- •13.4. Параметры втулок и пальцев муфты
- •13.5. Проверка пальцев муфты на прочность по напряжениям изгиба:
- •13.6. Проверка втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцем:
- •Список использованной литературы
9.2. Проверка подшипников ведомого вала
Так как частота вращения ведомого вала об/мин, проверку предварительно подобранного подшипника проводим по динамической грузоподъёмности . Предварительно был подобран подшипник шариковый радиальный однорядный тяжелой серии 310 с динамической грузоподъёмностью 61,8 кН (табл. 4.4). Проверку проводим по наиболее нагруженной опоре.
реакции опор (подшипников) определяем из уравнений статики. Составим уравнения моментов всех сил относительно точек А и В в горизонтальной (г) и вертикальной (в) плоскостях.
Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала
Расстояния a, b, c (рис. 9.2) от точек приложения силы давления на вал цепи и силы, действующей в цилиндрической зубчатой передаче до точек приложения реакций в подшипниках, определяем по сборочному чертежу редуктора.
a = 91 мм;
b = 68,5 мм;
c = 68,5 мм.
Рассмотрим условия равновесия.
Сумма моментов всех сил относительно точки B в горизонтальной плоскости:
откуда:
896 Н. (9.13)
где Ft - окружная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.25).
Сумма моментов всех сил относительно точки B в вертикальной плоскости:
откуда:
6326 Н. (9.14)
где Fоп - сила давления цепи на вал (формула 2.26);
Fr - радиальная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.26).
Полная реакция в подшипнике A:
6389 Н. (9.15)
Сумма моментов всех сил относительно точки A в горизонтальной плоскости:
откуда:
896 Н. (9.16)
Сумма моментов всех сил относительно точки A в вертикальной плоскости:
откуда:
-2069 Н. (9.17)
Полная реакция в подшипнике B:
2255 Н (9.18)
Так как , то 6389 Н.
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
9584 Н. (9.19)
Принимаем коэффициенты:
– динамический;
– безопасности;
– температурный.
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность подшипника:
где Lh - ресурс работы привода (исходные данные);
n2 – частота вращения ведомого вала редуктора (п. 1.3).
37877 < 48500 Н.
Предварительно подобранный подшипник подходит.
10. Уточнённый расчёт валов на выносливость
10.1. Ведущий вал
Составим уравнения изгибающих и крутящего моментов по участкам (рис 10.1).
61838
21842
63882
60032
Рис. 10.1
Уравнения изгибающих моментов по участкам в горизонтальной плоскости.
Участок
при
при 60032 Н*мм.
Участок
при 60032 Н*мм;
при 0 Н*мм.
Уравнения изгибающих моментов по участкам в вертикальной плоскости.
Участок
при
при 21842 Н*мм.
Участок
при 21842 Н*мм;
при 0 Н*мм.
Суммарный изгибающий момент под шестернёй равен:
63882 Н*мм. (10.5)
Таким образом, наибольший изгибающий суммарный момент действует в сечении под шестернёй и равен 63882 Н*мм.
Проверку проводим по наиболее нагруженному сечению под шестернёй.
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба для стали 45, термообработка улучшение:
МПа [8, табл. 3.1, cтр. 49].
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения кручения:
МПа (10.6)
Определим амплитуду и среднее значение цикла нормальных напряжений.
Осевой момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом [8, табл. 6.15, cтр. 158]:
3911 мм3, (10.7)
где d4 - диаметр участка ведущего вала под шестерню (см. п. 4.3);
b - ширина шпоночного паза под шестерню на ведущем валу (см. п. 8.1.2);
t1 - глубина шпоночного паза на валу (см. п. 8.1.2).
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, тогда амплитуда цикла:
При симметричном цикле изменения напряжений среднее значение цикла
Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения касательных напряжений.
Полярный момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом [8, табл. 6.15, cтр. 158]:
8489 мм3, (10.9)
где d4 - диаметр участка ведущего вала под шестерню (см. п. 4.3);
b - ширина шпоночного паза под шестерню на ведущем валу (см. п. 8.1.2);
t1 - глубина шпоночного паза на валу (см. п. 8.1.2).
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, тогда амплитуда и среднее значение цикла:
где Т1 - крутящий момент ведущего вала редуктора (п. 1.5).
По таблице [8, таблица 6.16, стр. 159] определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой:
Н/мм2 – при в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49];
Н/мм2 – при в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49].
По таблице [8, таблица 6.17, стр. 159] определяем коэффициенты, учитывающие масштабный фактор:
0,87 - для диаметра вала 36 мм, строка «Изгиб для углеродистой стали»;
0,75 - для диаметра вала 36 мм, строка «Изгиб для легированной стали, кручение для всех сталей».
По таблице [8, таблица 6.18, стр. 160] для шлифованных поверхностей определяем коэффициент, учитывающий влияние качества обработки:
По таблице [8, таблица 6.19, стр. 160] находим коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла напряжений на прочность вала для среднеуглеродистой стали:
- при изгибе;
- при кручении.
Определяем для опасного сечения коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям:
8,9 (10.11)
306 (10.12)
Общий коэффициент запаса выносливости:
20,8 (10.13)
Условие соблюдается, = 1,5 – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Прочность вала обеспечена.