- •Кафедра “Детали машин” Привод цепного транспортера
- •Содержание:
- •Введение.
- •Кинематический расчёт
- •Выбор электродвигателя
- •Уточнение передаточных чисел привода.
- •Определение вращающих моментов на валах привода.
- •2. Анализ результатов расчёта на эвм
- •3. Эскизное проектирование
- •3.1. Предварительный расчет валов
- •3.2. Расстояния между деталями передачи.
- •4. Подбор и расчёт подшипников
- •4.1 Выбор типов подшипников и схем установок.
- •Расчет подшипников.
- •4.2.1. Расчет подшипников на тихоходном валу
- •4.2.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
- •4.2.3 Расчет подшипников на приводном валу
- •4.3 Выбор посадок подшипников
- •5. Поверочный расчёт валов на прочность
- •5.1. Тихоходный вал
- •5.2. Приводной вал
- •6. Расчет соединений
- •8. Расчет муфт
- •8.1 Расчет упругой муфты:
- •8.2 Расчет предохранительной муфты:
- •Список литературы:
5.2. Приводной вал
Расчёт приводного вала на статическую прочность
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.
Fk- консольная сила, Н.
Ft=2000 H,
Fr=1,5Ft=3000 H,
KП- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность,
КП=2.2
Вал изготовлен из стали марки 40x со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости:
σВ=900МПа - временное сопротивление,
σТ=750МПа - предел текучести,
σ-1=410МПа - предел выносливости при изгибе,
τТ=450МПа - предел текучести при кручении,
τ-1=240МПа - предел выносливости при кручении,
ψТ=0.10
Определение внутренних силовых факторов:
H
H
Консольная нагрузка:
H
H
Суммарные радиальные силы:
Н
Н
Определим силовые факторы для опасных сечений
Сечение 1-1
Изгибающие моменты:
М1в=RА1*l2=450Нхм
М(Fк)= RАк* l2+Fк*(l1+ l2) =2382.6Нхм
Суммарный изгибающий момент:
М1= М1в+ М(Fк)=2832.6Нхм
Крутящий момент:
М1к= Мк=525.3Нхм
Геометрические характеристики сечения
W1=π*d3/32=3.14*(71)3/32=35138мм3
W1к=π*d3/16=3.14*(71)3/16=70276мм3
Напряжение изгиба и напряжение кручения:
Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям:
SТσ1=σТ/ σ1=750/177=4.2
SТτ1=τТ/ τ1=450/16.9=26.6
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
Сечение 2-2
Изгибающие моменты:
М2=М2(Fк)= RАк*l1=589Нхм
Крутящий момент:
М2к= Мк=525.3Нхм
Геометрические характеристики сечения
W1=π*d3/32=3.14*(60)3/32=16334мм3
W1к=π*d3/16=3.14*(60)3/16=32668мм3
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением
кручения:
Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям:
SТσ2=σТ/ σ2=750/79.3=9.5
SТτ2=τТ/ τ2=450/36.3=12.4
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
Сечение 3-3
Крутящий момент:
М3к= Мк=525.25Нхм
Геометрические характеристики сечения
напряжения кручения:
Частные коэф. запаса прочности по касательным напряжениям:
SТτ2=τТ/ τ2=450/44.72 =10.1
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
SТ= SТτ2=10.1
Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2
6. Расчет соединений
6.1 Расчет шпоночных соединений
6.1.1 Шпонка на тихоходном и приводном валах:
Для тихоходного вала редуктора и концевого участка приводного вала:
dcp=50мм - диаметр вала,
T=525.2 Hм - момент на валу.
h=9мм, b=14мм, lр=l-b=56-14=42мм [1, с. 476, табл.24.29]
k=0.42h – выступающая часть шпонки;
Расчет ведётся по формуле:
- допускаемое напряжение смятия
=(130…150)мПа
верно
6.1.2 Шпонка на приводном валу
Для соединения вала и звёздочки тяговой цепи:
d=71мм - диаметр вала,
T=525.2 Hм - момент на валу.
h=12мм, b=20мм, lр=l-b=56-20=36мм [1, с. 476, табл.24.29]
k=0.47h – выступающая часть шпонки;
Расчет ведётся по формуле:
- допускаемое напряжение смятия
=(130…150)мПа
верно
6.2 Расчет соединений с натягом
6.2.1 Посадка колеса на промежуточный вал
А) Среднее контактное давление:
где К – коэффициент запаса сцепления, а f– коэффициент сцепления.
Б) Деформация деталей (мкм):
где
В) Поправка на обмятие микронеровностей (мкм):
Г) Минимальный натяг (мкм):
Д) Максимальный натяг (мкм):
где:
выбирается наименьшее значение р.
Таким образом выбираем посадку H7/u7.
6.2.2 Посадка колеса на тихоходный вал
А) Среднее контактное давление:
где К – коэффициент запаса сцепления, а f– коэффициент сцепления.
Б) Деформация деталей (мкм):
где
В) Поправка на обмятие микронеровностей (мкм):
Г) Минимальный натяг (мкм):
Д) Максимальный натяг (мкм):
где:
выбирается наименьшее значение р.
Таким образом выбираем посадку H8/x8.
6.2 Расчет клеевого соединения между валом электродвигателя и насадной шестерней
Максимальный момент который должно выдержать соединение определяется формулой:
Используем для соединения клей ПУ-2 с режимом отверждения 20 градусов при атмосферном давлении. Для него Коэффициент безопасности примем равнымS=4.
следовательно данное клеевое соединение подходит для применения.
7. Выбор смазочного материала и способов смазывания.
Минимальная глубина погружения должна находится в следующем интервале: Но не меньше 10 мм.
В данной конструкции необходимо использовать дополнительное «паразитное» колесо на тихоходной ступени для смазывания этой ступени. Принимаем число зубьев для этой передачи z=31. Согласно формуле
определяет делительный диаметр этого колеса.
Окружная скорость колеса тихоходной ступени:
Так как контактные напряжения могут принимать значения более 1000МПа то вязкость масла принимаем равной 60 мм2/с. И следовательно принимаем следующую марку масла: И-Г-А-68.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен маслоуказатель пробочный с двумя коническими пробками
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в верхней точки.
При работе передачи, масло постепенно загрязняют продукты изнашивания. Поэтому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой. Дно корпуса сделано с уклоном в 1º.