Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость.

3.7. Эквивалентное время работы:

t_F =^6*0.4+0.75^6*0.4+0.5^6*0.2)=1328 часов

3.8. Эквивалентное число циклов нагружений:

N_FE1=60*n₁*t_F*с=60*2900*1328*1=213*10^6

N _FE2,3= 60*n₂* t_F*с=60*1450*1328*1=115,5*10^6

N_FE4= 60*n₃* t_F*с=60*362,5*1328*1=29*10^6

3.9. Коэффицент долговечности.

Базовое число циклов нагружения N _F01,2,3,4 =4*10^6

К_FL1=(4*10⁶/ 213*10⁶)^1/6<1 => К_FL1=1

К_FL2,3 =(4*10⁶/ 115,5*10⁶)^1/6<1 => К_FL1=1

К_FL4=(4*10⁶/ 29*10⁶)^1/6 <1 => К_FL1=1

3.10. Базовый предел изгибной выносливости:

σ^o_FO1,3=1,8*HB_1,3=1,8*270=486 Мпа

σ^o_FO2,4=1,8*HB_2,4=1,8*250=450 Мпа

3.11. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость.

[σ_F]_1,3= σ^o_FO1,3*К_FL1*К_FC/S_F= 486*1*1/1.75=278 Мпа

[σ_F]₂= σ^o_FO2*К_FL2*К_FC/S_F=450*1*1/1,75=257 Мпа

[σ_F]₄= σ^o_FO4*К_FL4*К_FC/S_F=450*1*1/1,75=257 Мпа

К_FC=1.0 – коэффицент, учитывающий реверсивность нагрузки.

S_F=1,75- коэффицент безопасности.

3.12 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при

перегрузках.

[σ_H]_max=[σ_H]_max2=2.8*σ_T =2.8*580=1624 Мпа

[σ_F]_max1=2.74*HB₁ =2.74*270=740 Мпа

[σ_F]_max2=2.74*HB₂ =2.74*250=685 Мпа

4. Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес тихоходной ступени.

4.1. Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени.

_bd = 0,5*0,4*3,55=0,7 – коэффициент ширины колеса.

K_H = 1,09 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки;

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w =140 мм

4.2. Модуль зацепления

m = (0,01÷0,02)a _w = (0,01÷0,02)140= 1,4÷2,8 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм

4.3. Число зубьев:

Z_ = 2a_wcos /m=2*140/2.5=112 ,

для косозубой передачи назначим z_=110 и уточняем угол наклона зуба

cos =(m_n*Z_)/(2*a_w)=(2,5*110)/(2*140)=0,982

^

Z₃= Z_/(u_т +1)=110/4,55=24

Z₄= Z_- Z₃=110-24+1=87

Торцевой модуль m_t= m_n /cos мм

4.4. Фактическое передаточное отношение u _тих=Z₄/Z₃=87/24=3,625

= (3,625-3,55)*100/3,55=2,1% < 4%

4.5. Размеры зубчатых колес:

делительные диаметры

d₃ = m_t z₃ = 2,523•24 = 60,55мм d₄ = m_tz₄ = 2,523•87= 219,50 мм диаметры выступов

d_a3 = d₃+2m_n =60,55+2·2,5=65,55 мм d_a4=d₄+2m_n=219,50+2·2,5=224,50 мм

диаметры впадин

d_f3 = d₃ – 2,5m_n = 60,55 – 2,5•2,5 = 54,3 мм

d_f4 = d₄– 2,5m_n = 219,50 – 2,5•2,5 = 213,25 мм

ширина колеса

b₄ = _baa_w = 0,4·140 = 56 мм

ширина шестерни

b₃ = b₄ + 5 = 55+5 = 60 мм

5. Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес быстроходной ступени.

5.1. Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступени.

а_wбыстр = а_wтих =140 мм

5.2. Модуль зацепления

m = (0,01÷0,02)a _w = (0,01÷0,02)140= 1,4÷2,8 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм

5.3. Число зубьев:

Z_ = 2a_wcos /m=2*140/2.5=112 ,

для косозубой передачи назначим z_=110 и уточняем угол наклона зуба

cos =(m_n*Z_)/(2*a_w)=(2,5*110)/(2*140)=0,982

^

Z₁= Z_/(u_б +1)=110/5=22

Z₂= Z_- Z₁=110-22+1=89

Торцевой модуль m_t= m_n /cos мм

5.4. Фактическое передаточное отношение u _б=Z₂/Z₁=89/22=4,05

= (4,05-4,0)*100/4,0=1,25% < 4%

5.5. Размеры зубчатых колес:

делительные диаметры

d₁ = m_t z₁ = 2,523•22 = 55,51 мм d₂ = m_tz₂ = 2,523•89= 224,5 мм диаметры выступов

d_a1= d₁+2m_n =55,51 +2·2,5=60,5 мм d_a2=d₂+2m_n=224,5 +2·2,5=229,5 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,5m_n = 55,51 – 2,5•2,5 = 49,26 мм

d_f2 = d₂– 2,5m_n = 224,5 – 2,5•2,5 = 218,25 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,26·140 = 36 мм,

ширина шестерни

b₁ = b₄ + 5 = 36+5 = 41 мм

6. Проверочный расчет зубьев тихоходной ступени на контактную выносливаость.

6.1. Окружная скорость

v = πd₃n₂/60·1000 = π·60,55·1450/60000 = 4,6 м/с

принимаем 8-ую степень точности

6.2. Определение расчетной нагрузки

_Ht=2*10³*T₂/(d₃*b_w)*K_h*K_hV*K_h=2*10³*155/(61.1*55)*1.09*1.01*1.07=108.7 н/мм

K_H = 1,00 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_H = 1,02 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

6.3. Определение действительных напряжений.

где Z_H = 1,76*cos  = 1.76*0.982=1.73 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_м = 275 МПа –коэффициент, учитывающий механические свойства материалов;

Z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Коэффициент торцевого перекрытия

_ = [1,88 – 3,2(1/z₃ + 1/z₄)] = [1,88 – 3,2(1/24+1/86)] = 1,71

> [σ_H]=539 Мпа

= (564-539)*100/539=4,6% < 6%

σ_H =564/1.118=504.5 Мпа < [σ_H]=539 Мпа

Работоспособность зубьев тихоходной ступени по контактной выносливости

достаточна.

7. Проверочный расчет на изгибную выносливость быстроходной ступени.

7.1. Определение слабого элемента контактирующих колес.

Эквивалентное число зубьев

Z_v1=Z₁/cos³

Z_v2=Z₂/cos³

Коэффицент формы зуба

Y_F1=4.22

Y_F2=3.74

Сравниваем [σ_F]₁/Y_F1 и [σ_F]₂/Y_F2

278/4.22=65.9 257/3.74=68.7

Вывод: слабым элементом является зуб шестерни, т.е. расчет на изгибную выносливость необходимо вести по [σ_F]₁=278 Мпа

7.2. Определение расчетной нагрузки.

_Ft=2*10³*T₁/(d₁*b_w1)*K_F*K_FV*K_F=2*10³*21,85/(55,51*40)*1.14*1.18*1.09=51,2 н/мм

K_F = 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_F = 1,14 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

K_Fv =1.09 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

7.3. Определение действительных напряжений изгиба для зуба колеса

σ_F1=_Ft/m_n* Y_F*Y_*Y_=51.2/2.5*4.22*0.982*0.64=54.32 Мпа

Y_F= 4.22 - коэффицент формы зуба

Y_= cos = 0.982 – коэффицент, учитывающий наклон зуба

Y_= 1/(K_*_)=1/(0.95*1.64)=0.64 – коэффицент, учитывающий перекрытие зубьев

_=(1,88-3,2*(1/Z₁+1/Z₂))*cos = (1,88-3,2*(1/18 + 1/92))*0.982=1.64

Вывод: σ_F1=54.32 Мпа < [σ_F]₁=278 Мпа, работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.

8. Проверочный расчет зубьев быстроходной ступени при перегрузках.

Расчет ведется по Т_max в момент пуска, T_max/T_ном=2,5 из характеристики двигателя.

8.1. Контактные напряжения в момент пуска

σ_Hmax=852.2 Мпа < [σ_H]_max2=1624 Мпа => контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

8.2. Напряжения изгиба в период пуска

σ_Fmax=135.8 Мпа < [σ_F]_max2=685 Мпа => изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

9. Расчет валов на кручение. Предварительный выбор подшипников.

9.1. Условие прочности на кручение

_кр=T_кр/W_р<[_кр] = 0.25*360= 90 Мпа для стали 45 (3 вал), валы 1 и 2 сталь 40Х

σ_T=640 Мпа, не учитывая действия изгибающих моментов, принимаем для

валов [_кр]=(15…30) Мпа

, принимаем с учетом диаметра вала двигателя d=32 мм и с дообработкой МУВП-28 диаметр входного участка ведущего вала

под полумуфту d_в1=24 мм, тогда участок вала под крышку подшипника для упора полумуфты принимаем 35 мм,

под подшипник 1 вала принимаем d_в1=35 мм.

, принимаем диаметр промежуточного вала 2 под подшипником d_в2=35 мм

, принимаем диаметр выходного вала 3 под подшипником d_в3=48 мм

Предварительно принимаем для всех валов подшипники шариковые радиально-упорные легкой серии.

Вал1 - №36207, d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, Cr=30,8 кН, C₀=17,8 кН

Вал2 - №36207, d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, Cr=30,8 кН, C₀=17,8 кН

Вал3 - №36211, d=55 мм, D=100 мм, B=21 мм, Cr=58,4 кН, C₀=34,2 кН

10. Конструктивные размеры колеса:

диаметр ступицы

d_ст2 = 1,6*d₂ =60,8 ~60 мм

d_ст4 = 1,6*d₄ =92,8 ~92 мм

длина ступицы

l_ст2 = 1,3*d₂ = 1,3*38 = ~50 мм

l_ст4 = 1,3*d₄ = 1,3*58 = ~70 мм

толщина обода

= 4m = 4·2,5 = 10 мм

толщина диска

С₂ = 0,3b = 0,3·35 =12 мм

С₄ = 0,3b = 0,3·45 =13,5 мм

11. Расчет ременной передачи.

11.1. Определение диаметров шкивов.

d₁=(52÷64)*T₁^^1/3=145÷179 , по ГОСТ d₁=160мм,

d₂=d₁u*(1-ε)=160*2*(1-0.01)=316.8, по ГОСТ d₂=315мм;

11.2. Определяем действительное придаточное отношение

U= d₂/ (d₁*(1-ε))=315/(160*(1-0.01))=1.9886

11.3. Определяем межосевое расстояние

a_min=0.55*(d₂+ d₁)+T₀ =(160+315)*0.55+8=378мм

a_max= d₂+ d₁=160+315=475

a=( a_max+ a_min)/2=(378+475)/2=426.5,

принимаем a=400мм.

11.4. Вычисляем длину ремня:

Lр=2а+0,5π(d₁+ d₂)+ (d₁+ d₂)²/4а

Lр=2х400+0,5х3.14(160+315)+(160+315)²/1600=1643мм,

принимаем Lр=1700мм.

11.6. Рассчитываем скорость ремня

;

где [ν]=25м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней,

ν =(3,14*160*2900)/(60*10^3)=24,3м/с.

11.7. Находим необходимое для передачи число ремней:

где Р₀=2 кВт – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем «А» с диаметром меньшего шкива 160мм и скоростью ремня 24м/с

С_L=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

С_р=1,2 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменой работе);

С_α=0,93 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

С_z=0,9 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (при z=3-6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:

Z=3 ремня.

12. Расчет усилий в зацеплениях.

12.1. Усилия в зацеплении на быстроходной ступени.

P_z1=-P_z2=1479,7 Н

P_r1=-P_r2=543Н

P_a1=-P_a2=314 Н

12.2. Усилия в зацеплении на тихоходной ступени.

P_z3=-P_z4=5261,8 Н

P_r3=-P_r4=1931 Н

P_a3=-P_a4=739 Н

12.3. Схема усилий в зацеплениях и на валах.

13. Определение Реакций на опорах валов. (см лист 14)

R_A=2260 Н

R_B=378,9 Н

R_C=924 Н

R_D=4174 Н

R_E=7823 Н

R_F=8249 Н

14. Расчет валов на статическую прочность

14.1. Расчет промежуточного вала на статическую прочность.

Прочность вала обеспечена.

Схема нагружения:

14.2. Расчет входного вала на статическую прочность.

Прочность вала обеспечена.

14.3. Расчет выходного вала на статическую прочность.

Прочность вала обеспечена.

15. Расчет втулочно-пальцевой муфты.

Размер муфты выберем по диаметру вала двигателя 112M2/2900.

Для этого двигателя dв=32мм, принимаем муфту МУВП-28 с расточкой отверстия под вал двигателя .

Диаметр пальца dп=14мм

Число пальцев Z=4

Диаметр расположения пальцев D=84 мм

Длина резиновой втулки l =28 мм

Коэффицент перегрузки K=1.3

Слабым элементом втулки является резиновая втулка, которую проверим на смятие:

, для резины [_см=2-3 Мпа

Вывод: муфта выдержит заданную нагрузку.

16. Список использованной литературы

1. Иванов М.Н. “Детали машин”, Высшая школа. 1984г.,

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. “Конструирование узлов деталей машин” М. 1985г.

3. Решетов Д.Н. “ Детали машин”. Атлас конструкций. М. Машиностроение, 1979г.

4. Журнал дабораторных работ по ДМ. М. МАДИ. 2008г.

5.Справочник конструктора-машиностроителя, М. Машиностроение, В.И. Анурьев, т.2.

6.Расчет и проектирование деталей машин., М., Высшая школа, 1978г, под ред. Столбина Г.Б. и Жукова К.П.

7. Лекции по курсу “Детали машин”, М. МАДИ(ГТУ) 2009г.