Деталь Машин

2.5.11 Расчет быстроходного вала на сопротивление усталостиДля 1-го опасного сечения:Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:Предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:Коэффициенты снижения предела выносливости: Эффективный коэффициент концентрации напряжения Kσ=1,7(при выполнении паза дисковой фрезой) и Kτ=2,05.Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения Kdσ=0,81(изгиб для углеродистой стали) Kdτ=0,81.Коэффициент влияния качества поверхности KFσ=0,96 (Обтачивание тонкое) KFτ=0,97.Коэффициент влияния поверхностного упрочнения KV=1,0 (без упрочнения).Для первого опасного сечения вычислим коэффициент запаса прочности:S>2,5- условие выполняется.Для 2-го опасного сечения:Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:Предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:Коэффициенты снижения предела выносливости: Эффективный коэффициент концентрации напряжения Kσ/ Kdσ =3,8(при оценке концентрации напряжений в местах установки на валу деталей) и Kτ/ Kdτ =2,3.Коэффициент влияния качества поверхности KFσ=0,96 (Обтачивание тонкое) KFτ=0,97.Коэффициент влияния поверхностного упрочнения KV=1,0 (без упрочнения).Для первого опасного сечения вычислим коэффициент запаса прочности:S>2,5- условие выполняется.2.6 Проектный и проверочный расчет соединения колеса с валом2.6.1 Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного валаРис.13 Сечение вала по шпонкеДля выходного конца быстроходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку bxh=10x8 мм2 при t=5мм (рис.13).При длине ступицы муфты lМ=39 мм выбираем длину шпонки l=22мм.Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:где Т – передаваемый момент, Нмм; ТII=63,99Нlр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;[]см – допускаемое напряжение смятия.С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([]см=110…190 МПа) вычисляем:Условие выполняется.2.6.2 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного валаДля выходного конца тихоходного вала при d=22 мм подбираем призматическую шпонку bxh=8x7мм2при t=4мм. ТII=310,9 (Н·м)При длине ступицы муфты lМ=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта ([]см=110…190 МПа) вычисляем:Условие выполняется.Для соединения тихоходного вала со ступицей зубчатого колеса при d=50 мм подбираем призматическую шпонку bxh=16x10 мм2 при t=6 мм. При lст=70 мм выбираем длину шпонки l=45мм.Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Условие выполняется.Выбранные данные сведены в табл.3.Таблица 3Параметры шпонок и шпоночных соединенийПараметрВал-шестерня - полумуфтаВал-полумуфтаВал-колесоШирина шпонки b,мм10816Высота шпонки h,мм8710Длина шпонки l,мм227045Глубина паза на валу t,мм546Глубина паза во втулке t1,мм3,33,34,32.7 Расчет подшипников2.7.1 Подбор подшипников тихоходного валаИсходные данные: n2=nII=63,3 мин-1; dп2=42мм; RАy=933Н; RАх=1323Н; RBy=42 Н;RВх=1323 Н;Н, Y = 0 – коэффициент осевой нагрузки выбранного подшипника; X = 1 – коэффициент радиальной нагрузки выбранного подшипника.Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники;;Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (см. рис.8).;; Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2); ;Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп2=45мм .Подшипник 209 ГОСТ 8338-75 Размеры: d=45(мм), D=85(мм), B=19(мм), r=2(мм)Грузоподъемность: Сr=33.2(кН), Сr0=18.6(кН)Определяем коэффициент осевогонагружения по отношению .;; е=0,197 Проверяем выполнение неравенства ;где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1..Определяем номинальную долговечность подшипников в часахFэ=VFr2KKτ;где K - коэффициент безопасности;K =1,3…1,5принимаем K =1,5;Kτ – температурный коэффициент;Kτ =1 (до 100ºС)Fэ=147281,51;Fэ=7092Н=7,092кН.Подставляем в формулу :;ч.По результатам расчеты подшипники на обеих опорах выдерживают нагрузки.2.7.2 Подбор подшипников быстроходного валаИсходные данные: n2=nII=316,52 мин-1; dп2=30мм; RАy=586Н; RАх=1323Н; RBy=389 Н;RВх=1323 Н;Н; Y = 0 – коэффициент осевой нагрузки выбранного подшипника; X = 1 – коэффициент радиальной нагрузки выбранного подшипника.Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники;;Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (см. рис.12).;;Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2);;Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп2=30мм.Подшипник 206 ГОСТ 8338-75 Размеры: d=30(мм), D=62(мм), B=16(мм), r=1,5(мм)Грузоподъемность: Сr=19.5(кН), Сr0=10,0(кН)Определяем коэффициент осевогонагружения по отношению .;;е=0,197Проверяем выполнение неравенства ;где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1..Определяем номинальную долговечность подшипников в часахFэ=VFr2KKτ;где K - коэффициент безопасности;K =1,3…1,5принимаем K =1,5;Kτ – температурный коэффициент;Kτ =1 (до 100ºС)Fэ=132621,51;Fэ=4893Н=4,893кН.Подставляем в формулу:;ч.По результатам расчеты подшипники на обеих опорах выдерживают нагрузки.3РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИДля передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется клиноремённая передача.Выберем диаметр ведущего шкива: Принимаем диаметр шкива равным D1 = 140 (мм).Рассчитаем скорость ремня: υ = π D1nдв /60∙103υ = π∙140∙636,9/(60∙103) = 4,67 (м/с)По мощности двигателя Рдв = 2,23 (кВт) и nдв = 636,9 (об/мин) выбираем стандартный тип ремня: тип Б. Рассчитываем диаметр ведомого шкива: D2 = D1∙ Uрем (1-ξ); ξ-коэффициент проскальзывания ремня.D2 = 140∙2,24 (1-0,01) = 315 (мм)Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел: D2 = 320 (мм)Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи: Uфакт = D2 / D1(1-ξ) Uфакт = 315/140(1-0,01) = 2,24.Рассчитываем максимальную величину межосевого расстояния: а=D1+D2 = 140+315 = 455 мм.Длина ремня: Lр = 2 а + π (D1+D2 )/2 + (D2- D1)2/4 а Lр = 2∙455 + π/2∙(140+315) + (315-140) 2/4·455 = 1641,18(мм)Выбираем ближайшееиз стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80: Lр = 1600 ммТогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине: а = (2L - π (D1+D2 ) + [(2L - π (D1+D2 ))2 – 8(D2- D1)2]1/2)/8 а = (2∙ 1600 – 3,14(140+315) + [(2∙1600 – 3,14 (140+315))2 – 8(315-140)2]1/2)/8 = 434 (мм)Определяем угол обхвата ремня: α = 180 – (D1-D2) ∙ 57°/aα = 180 – 175∙ 57°/434 ≈ 157°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 157° Сα = 0,93Коэффициент, учитывающий длину ремня: Lр/ L0 = 1600/2240 = 0,71CL = 0,85Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы: Среж = 1,2Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной L0 = 2240 мм P0 = 2,90 кВт.Допустимая нагрузка на ремень: Рдопуст = Р0 Сα СL/ СрежРдопуст = 2,90∙ 0,92∙0,85/1,2 = 1,89 кВтОпределение числа ремней: Z = Рдв/Рдопуск Сz, где Сz = 0,9Z = 2,23/2,3 ∙0,9 = 1,06. Берем Z = 1Предварительное натяжение ветвей клинового ремня Н где  – коэффициент, учитывающий центробежную силу, =0,18 Н·с2/м2.Усилие, действующее со стороны ременной передачи на валыFв = 2·F0·z·sin(1/2) = 2·476·2·sin(157/2) = 1153Н.где: Рдв = 2,23 кВт; Среж = 1,2; αрем = 157˚; υремня =4,67 м/с; Сα = 0,92; Сz = 0,9Ширина обода шкива находится по формуле:Bш= (z–1)·e + 2f = (2–1)·2 + 2·12,5 = 27 (мм), где e=2 мм, f=12,5 – размеры канавок.Рабочий ресурс передачи: , где =4,7*- базовое число циклов.При среднем режиме работы рабочий ресурс ремня не должен быть меньше 2000 ч. Данное условие выполняется.ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ4.1 Подбор муфты для быстроходного валаПодбор муфты осуществляется по техническому заданию, проектному расчету валов и энерго-кинематическому расчету:Трасч. = K*Т1 – расчетный крутящий момент для подбора муфты,где K – коэффициент режима работы, K = 1.5 – для работы с переменными колебаниями.Трасч. = 1.5*63.3 = 95.35 (Н*м).Выбрана муфта со следующими параметрами:d= 36 (мм) – диаметр внутреннего отверстия полумуфты на валу шестерне, D=125 (мм)-наружный диаметр муфтыКоэффициент трения f= 0,3; [ρ]<0,25 МПаДиаметр кольца трения: наружный D1=(3,5-4)*d=126-144, принимаем 130 (мм).Внутренний D2=2,5*d=90 (мм).Приведенный радиус кольца трения (мм)Допускаемая осевая сила [Fa]=[ρ]/4=1727 (Н).Число пар трения z=3,3 Округляем до четного числа z=4Уточняем: Fa=Tp/fzR; Fa=1429 (Н)Условие Fa<[Fa] выполнено.4.2 Подбор муфты для тихоходного валаПодбор муфты осуществляется по техническому заданию, проектному расчету валов и энерго-кинематическому расчету:Трасч. = K*Т2 – расчетный крутящий момент для подбора муфты, где K – коэффициент режима работы, K = 1.5 – для работы с переменными колебаниями.Трасч. = 1.5*310.9 = 466,35 (Н*м).Выбрана муфта со следующими параметрами:d= 40 (мм) – диаметр внутреннего отверстия полумуфты на валу, D=200 (мм)-наружный диаметр муфтыКоэффициент трения f= 0,3; [ρ]<0,25 МПаДиаметр кольца трения: наружный D1=(3,5-4)*d=140-160, принимаем 150 (мм).Внутренний D2=2,5*d=100 (мм).Приведенный радиус кольца трения (мм)Допускаемая осевая сила [Fa]=[ρ]/4=2453 (Н).Число пар трения z=10,01 Округляем до четного числа z=10Уточняем: Fa=Tp/fzR; Fa=2451 (Н)Условие Fa<[Fa] выполнено.СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВА1.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Изд. 8-е в 3-х тт. – М.: Машиностроение, 1999.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов деталей машин: Учеб. Пособие для техн. спец. Вузов.– 7-е издание., испр.– М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.: ил. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин. Учебник для техн. вузов. – Х.: Основа, 1996. – 256 с.