ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!. Введение Краткое описание работы привода

• Название: Введение Краткое описание работы привода
• Дата: 14.10.2022
• Размер: 2.25 Mb.
• Имя файла: ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!.doc
• Тип: Документы; #734141
• страница: 6 из 6

7.4. Проверочный расчет вала

Проверочный расчёт вала на прочность выполняется при совместном действии изгиба и кручения путём определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнения их с допускаемым значением

S [S].

Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

(7.10)

где, _, -коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям соответственно. Указанные коэффициенты определяются по формулам:

, (7.11)

, (7.12)

где , -пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба . По таблице 11.5 [1], =320 МПа; =200 МПа;K_d -коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По таблице 11.6 [1],K_d = 0,75; K_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения . По таблице 11.6 [1] ,K_v =1; K_τD, K_σD - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; ψ_σ, ψ_τ - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений. По таблице 11.6 [1] , ψ_σ = 0,1_, ψ_τ = 0,05; [S]- допускаемое значение коэффициента запаса, зависит от надежности и достоверности многих факторов и обстоятельств, учитываемых при его определении, принимаем равным 2,5;

-средние напряжения цикла.

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:

,

а касательные напряжения по пульсирующему циклу:

Коэффициенты и определяются в зависимости от формы детали и шероховатости:

K_σD = 2,0;

K_τD = 1,8;

Рассчитаем амплитудные напряжения:

,

где W- осевой момент сопротивления сечения, мм

Для вала-шестерни мм

W= 0,1d ³ (7.13)

σ_max = 296280^./ 0,1^.(50)³ = 30,4 МПа

_{τ max = Mk/Wp (7.14)}

где - полярный момент сопротивления сечения вала.

Для шестерни

W_p= 0,2d ³ (7.16)

τ_max =^.173000/0,2^.(50)³ = 6,9 МПа;

τ_а =3,45 МПа;

τ_m =3,45 МПа.

Определяем коэффициент запаса по изгибным напряжениям по формуле (7.11):

S_σ = 200/(2/(0,81 2,5)30,4)=10,7

Определяем коэффициент запаса по крутящим напряжениям по формуле (7.12):

S_τ = 200 / (39+0,05 3,45) = 30,74

Подставив полученные значения в формулу (7.10), получим:



10,1≥ [S].

Условие прочности выполняется.

Полученные при проверочных расчётах значения сведены в табл. 7.1.

Таблица 7.1 - Результаты проверочных расчетов

Элементы проверочных расчетов	Действительное значение	Допускаемое значение
1.Подшипники	Срасч=86кН	Стабл=100 кН
2.Шпоночное соединение	 =87,6 МПа  =43,2 МПа  =82,3МПа	=180МПа
3.Расчет вала	S=10,1	=2,5

8.Выбор и расчет соединительной муфты
Для соединения выходного вала закрытой цилиндрической косозубой передачи и вала конвейера применим зубчатую передачу . Таблица 6.4 [3].

Рисунок 8.1 – Зубчатая муфта
Муфта состоит из 2 зубчатых втулок 1 и двух обойм 2,соединённых между собой болтами 3.
Зубчатые втулки и обоймы изготовлены коваными из стали 40 ГОСТ 5006-94 с термообработкой до твёрдости на рабочих поверхностях втулок и обойм 42-51 НRC. Болты (ГОСТ 7817-80) фланцевого соединения выполнены из стали 35 (ГОСТ 1050-88).

Муфта работает со смазочным материалом , для этого предусмотрены отверстия 4 для залива и слива масла, прокладки между обоймами и уплотнения 5 манжетного типа между обоймами и втулками рисунок 8.1.

Крутящий момент передаётся с помощью призматической шпонки (ГОСТ 23360-78)..

Находим расчетный момент по формуле
Т_р=Т_н∙К
Т_н –номинальный крутящий момент .По таблице 2.1 Т_н=174,56 Н∙м;

К – коэффициент динамической нагрузки и режима работы , К=1,25 [3, с.93]
Т_р=174,56∙1,25=218,2 Н∙м
По таблице 6.4 [3] согласно вычисленному расчетному моменту выбираем все параметры и размеры :
d=36мм

D=145мм

D₁=125мм

D₂=105мм

D₃=60мм

L=174мм

l=82мм

D=160мм

δ=6мм

b=2мм

L=140 мм

l=38 мм

c=12мм

Размеры зацепления:

В=12мм

m=2,5мм

Z=30

b= 12

l₁=60мм

Проверяем муфту на условие ограничения износа зубьев.

Определяем давление q:



МПа

[q]=12-15MПа

14,8 - условие выполняется.

9. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.

Глубина погружения в масло h_mзубьев колеса в цилиндрическом редукторе подчиняется условию:
2m < h_m <0,25d₂
где m– модуль зацепления
Так как окружная скорость зубчатого колеса V=11,5м/с, то я использую картерное смазывание посредствам окунания зубчатого колеса в масло, которое заливается внутрь корпуса. Из таблицы 13.1 [3] определяем требуемую вязкость масла ν=34∙10^-6м²/с. Затем по таблицы 13.4 [3] выбираем сорт масла. Применяем масло Индустриальное.-И-40 А .

Так как окружная скорость зубчатого колеса V>1м/с, то брызгами масла покрываются все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Значит подшипники будут смазываться брызгами масла.

Уровень масла находящегося в корпусе редуктора, контролируют жезловым маслоуказателем.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещённое в нижней части корпуса и закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Во время работы редуктора повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Что бы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяем с внешней средой путём установки ручки-отдушины.

Список использованных источников

1. 
   Детали машин и основы конструирования : учеб. пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей очной и заочной формы обучения / сост. А.Ф. Дулевич [и др.] –Мн. :БГТУ, 2005. – 160 с.
   
2. 
   Атлас конструкций деталей и узлов механических приводов: учеб. -методическое пособие для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей / А. Ф. Дулевич [и др.]. – Минск: БГТУ, 2009. – 104 с.