Поиск

Полнотекстовый поиск:
Где искать:
везде
только в названии
только в тексте
Выводить:
описание
слова в тексте
только заголовок

Рекомендуем ознакомиться

Промышленность, производство->Контрольная работа
Фиксаторы - элементы, определяющие положение свариваемых деталей относительно всего приспособления. К фиксаторам (Рисунок 1) относятся: упоры (постоян...полностью>>
Промышленность, производство->Реферат
Выполнить расчёт на прочность хребтовой балки, общей длиной 12900 мм и длиной консольной части 1850 мм, поперечное сечение – зет №31, нагрузка – равно...полностью>>
Промышленность, производство->Реферат
В настоящее время в мире существует тенденция перевода мощностей алюминиевых заводов, работающих на технологии Содерберга, на обожженные аноды. В то ж...полностью>>
Промышленность, производство->Курсовая работа
Микропроцессор (МП) играет такую же роль в вычислительной технике, а в частности в медико-биологических исследованиях, как и центральный процессор ЭВМ...полностью>>

Главная > Курсовая работа >Промышленность, производство

Сохрани ссылку в одной из сетей:

где е = 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае

SВ < SГ ; Fa = 1200 Н > SГSВ = 785 Н

тогда

АВ = SВ = 883 Н ; АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н

Рассмотрим подшипник «В».

Отношение < е = 0,33 – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

РВ = V  RВ  Кб  Кт = 1  3225  1  1  1 = 3225 Н

Рассмотрим подшипник «Г».

Отношение > е = 0,33 – осевую нагрузку учитываем

Определяем эквивалентную нагрузку

РГ = (X  V  RГ + Y  АГ)  Кб  Кт = (0,4  1  6089 + 1,8  2083)  1  1 = 6185 Н

где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] – коэффициент радиального нагружения;

Y = 1,8 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент осевого нагружения;

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Г».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал III (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор RД = 2658 Н, RЕ = 6779 Н;

- частота вращения вала n = 24 мин-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр вала dIII = 85 мм.

Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4

Таблица 4 – Характеристики подшипника

Обозначение

Внутренний диаметр, d, мм

Наружный диаметр, D, мм

Динамическая грузоподъемность С, Н

Статическая грузоподъемность С0, Н

217

85

150

83200

53000

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Е».

Определяем эквивалентную нагрузку

РЕ = V  RЕ  Кб  Кт = 1  6779  1  1  1 = 6779 Н

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

4.4 Проверка шпоночных соединений

Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала I с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [2, с. 170]

< [СМ] = 100 МПа

где d = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты,

lP = l – b = 56 – 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами,

l = 56 мм – общая длина шпонки,

h = 8 мм – высота шпонки,

t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 10 мм – ширина шпонки.

Проверяем на прочность соединение вала II с шестерней и червячным колесом

< [СМ] = 100 МПа

где d = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,

lP = l – b = 100 – 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки,

l = 100 мм – общая длина шпонки,

h = 11 мм – высота шпонки,

t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпонки.

Проверяем на прочность соединение вала III с зубчатым колесом

< [СМ] = 100 МПа

где d = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,

lP = l – b = 160 – 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки,

l = 160 мм – общая длина шпонки,

h = 14 мм – высота шпонки,

t1 = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 25 мм – ширина шпонки.

4.5 Расчет валов на усталостную прочность

Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Вал I – сечение под опорой «А» (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под опорой «А» М1 = 139826 Н·мм;

- диаметр вала под опорой «А» dI = 35 мм;

Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка – закаленного токами высокой частоты) [2, с. 34, таблица 3.3], имеющую механические свойства:

  • временное сопротивление на разрыв в = 570 МПа

  • предел выносливости по нормальным напряжениям

-1 = 0,43 · в = 0,43 · 570 = 245 МПа

  • предел выносливости по касательным напряжениям

-1 = 0,58 · -1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения – посадка с натягом)

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ∙β) = 2,83 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба, учитывающий тип концентратора (kσ), диаметр вала (εσ) и шероховатость поверхности вала (β);

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала

ψσ = 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

где Fa = 3990 Н – осевая сила на червяке (раздел 2)

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ∙β) = 3,27 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 4209 = 8418 мм3

ψτ= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = V = 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал I – сечение, проходящее через полюс зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент в середине червяка М2 = 389879 Н·мм;

- диаметр впадин червяка dМI = 56 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм3

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм3

ψτ= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = V = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под зубчатой шестерней М2 = 566297 Н·мм;

- диаметр вала под зубчатой шестерней dMII = 60 мм;

Материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор напряжения – шпоночный паз)

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм3

t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпоночного паза;

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

где Fa = 1200 Н – осевая сила на червячном колесе (раздел 2)

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм3

ψτ= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = V = 10,1 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3 больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверять усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, так как изгибающий момент в этом сечении М1 = 267651 Н·мм < М2 =

= 566297 Н·мм, а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же, как и для сечения в месте посадки шестерни.

Вал III – сечение под зубчатым колесом (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под зубчатым колесом М2 = 1613317 Н·мм;

- диаметр вала под зубчатым колесом dМIII = 90 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентратор напряжения – шпоночный паз)

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ∙β) = 2,4 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм3

t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 25 мм – ширина шпоночного паза;

ψσ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

m = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм3

ψτ= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = V = 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

- изгибающий момент под опорой «Д» М1 = 1195001 Н·мм;

- диаметр вала под опорой «Д» dI = 85 мм;

Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения – посадка с натягом)

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

kσ / (εσ∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала

ψσ = 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

m = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

kτ / (ετ∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения

WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм3

ψτ= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τm = V = 11,2 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Заключение

При выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера, включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель, соединенные втулочно-пальцевой муфтой.

Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.

Список использованных источников

1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.

2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.

3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

4 Анурьев, В. И. Справочник конструктора – машиностроителя, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 – 784 с.



Загрузить файл

Похожие страницы:

  1. Проектирование червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    Исходные данные Редуктор Червячно-цилиндрический Зубы 1 ступень – 2 ... Выбор электродвигателя Основные параметры электродвигателя: синхронная частота вращения вала электродвигателя – ... ; – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость; – ...
  2. Расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    Реферат Проведен расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу, расчет ценой передачи, спроектирован привод ... приведена на рисунке 1.1. - рама; -электродвигатель - муфта упругая; 4- редуктор; 5 - цепная передача Рисунок 1.1 ...
  3. Совершенствование технологического процесса изготовления червячного колеса редуктора привода кабины лифта, за счет ...

    Дипломная работа >> Промышленность, производство
    ... электродвигателя (1,1 кВт) передается редуктору через муфту и тормозное устройство. В редукторе колесо червячное ... отличие от червячной пе­редачи сообщается цилиндрическому колесу дополнительно. ... производственном помещении; Расчет потребного воздухообмена; ...
  4. Проектирование червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка по заданным параметрам

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    ... червячной передачи и смазка червячного редуктора. По заданной схеме привода и параметрам подобран электродвигатель, проведен кинематический расчет ... червячных передач [3] Червячные передачи делят: - по форме начального тела червяка - цилиндрические ...
  5. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора (2)

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    ... Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора «К защите допускаю» ... корпусе редуктора разме­щены зубчатые или червячные ... () выбираем электродвигатель: серия 4А ... РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА 7.1 Расчет толщины стенок редуктора Толщину стенок редуктора ...

Хочу больше похожих работ...

Generated in 0.0025091171264648