Проектирование вала

r />

U=2,55 – передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи

Т.к. пиковые нагрузки действуют редко и непродолжительно, то расчет проведем по номинальному моменту.

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем для проверки две цепи:

ПР-31,75-8850* ; значение А=262мм2

ПР-38,10-12700 ; значение А=394,3мм2

2. Назначение основных параметров:

а) число зубьев звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1
в зависимости от передаточного числа:

Принимаем Z1
=25

б) межосевое расстояние

ПР-31,75 ПР-38,10

а=40Р=40∙31,75=1270мм а=40Р=40∙38,10=1524мм

в) наклон

ψ=18˚ ψ=18˚

г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

3) Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации цепи КЭ

КЭ
= Кд
∙ КА
∙ КН
∙ Крег
∙Ксм
∙ Креж
=1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1,5 ∙1=1,875

Где Кд
=1- коэффициент динамической нагрузки;

КА
=1- коэффициент межосевого расстояния;

КН
=1 – коэффициент наклона линии центров;

Крег
=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое натяжение;

Ксм
=1,5 – коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;

Креж
=1 – коэффициент режима, работа в одну смену;

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Давление в шарнире (mp
=1)

[σ]=30,5 MПа – допускаемое давление в шарнире

Значение давления в шарнире должно находиться в пределах:

0,6 [σ] ≤ σ ≤ 1,05[σ]

0,6[σ]=18,3МПа

1,05[σ]=32,025МПа

Т.к. под это условие подходит только цепь типа ПР-31,75:

0,6 [σ] ≤ 25,3 МПа ≤ 1,05[σ]

Дальнейшие расчеты проводим для цепи ПР-31,75

6) Число зубьев ведомой звездочки

Z2
=Uц.п.
∙Z1
=2,55∙25=63,75

Т.к. предпочтительно нечетное число звеньев, то принимаем

Z2
=63, тогда ;

7) Частота вращения ведомой звездочки:

8) Делительный диаметр ведущей звездочки:

9) Делительный диаметр ведомой звездочки:

10) Потребное число звеньев цепи:

Принимаем W’=125

11) Уточненное межосевое расстояние:

Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно, то принимаем =1270мм

12) Нагрузка на валы звездочек

13) Характерные размеры цепи и звездочек:

Размеры цепи:

С=19,4мм

D=19 мм

d= 9,52 мм

b=28 мм

S=4 мм

Размеры звездочек:

b1
= 0,93C – 0,15 = 17.89 мм

ГЛАВА 5:
РАСЧЕТ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ ПРИВОДА

Допускаемое напряжение на кручение принимаем [τ]=20МПа

При максимальном моменте Тмах
=2,2Тном
значение диаметров валов будет следующие:

Диаметр быстроходного вала необходимо сравнить с диаметром электродвигателя, при этом должно быть .При проверке получаем, что d=34<0,75∙dэ
=0,75∙48=36 , отсюда следует выбор диаметра вала по стандарту равным 40мм.Для остальных валов принимаем dII
пр
=60мм ; dIII
пр
=80мм.

ГЛАВА 6:
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Расчет реакций в подшипниковых опорах проведем для режима номинального момента

1) Реакции в опорах А и В

В плоскости ZY

В плоскости XY

Опора В – более нагруженная

- реакция в опоре В

2) Выбираем подшипник в опоре В по реакции Rb
и FA

Исходные данные, dII
пр
=60мм - внутренний диаметр подшипника

Fr
=Rb
=7185H; nIII
=154 мин-1

-потребный ресурс

КБ
=1,2 - коэффициент безопасности

Кт
=1 – температурный коэффициент

V=1 – коэффициент вращения

Выбираем предварительно радиальный однорядный шариковый подшипник средней серии №312 , у которого d=60мм – внутренний диаметр D=110мм – наружный диаметр

Сr
=62880H – динамическая грузоподъемность

Сr
=48460H – статическая грузоподъемность

Предельная частота вращения 4000 мин-1

Для соотношения находим: e=0,19

следовательно, Х=1 , У=0 .

Осевая нагрузка не уменьшает ресурс подшипника.

Эквивалентная нагрузка:

Ресурс принятого подшипника

млн. оборотов

Подшипник подходит.

Для вала – шестерни выбираем подшипник радиальный однорядный шариковый средней серии №308

Для приводного вала радиальный двухрядный шариковый подшипник сферический средней серии №1214

ГЛАВА 7:
РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА ПРОЧНОСТЬ

1) Построение эпюр моментов :

а) Изгибающий момент в точке 1 в плоскости ZY

В точке В в плоскости ZY

б) Изгибающий момент в плоскости XY

Точка 1:

Точка В:

в) Крутящий момент :

МК
=TIII
=446 Н∙м

2) Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях

Исходные данные: материал вала – сталь 45

- предел текучести

- предел прочности

- допускаемое напряжение

- коэффициент запаса прочности

а) Сечение I-I . Концентратор напряжений – шпоночный паз

d=67мм ; b=20мм ; t1
=12мм

Изгибающий момент в сечении (точка 1):

Осевой момент сопротивления сечения вала:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда касательных напряжений:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

- масштабный фактор

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Вал удовлетворяет условию прочности в сечении I-I

б) Сечение II-II. Концентратор напряжений – посадка с натягом.

d=60мм

Изгибающий момент в сечении (точка 1):

Осевой момент сопротивления сечения вала:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда касательных напряжений:

- коэффициент снижения предела выносливости при изгибе

- коэффициент снижения предела выносливости при кручении

- масштабный фактор

- коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Вал удовлетворяет условию прочности в сечении II-II

ГЛАВА 8:
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

1. Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78.:

- сечение b´h = 6 ´ 6 мм;

- фаска 0.3 мм;

- глубина паза вала t1
= 3.5 мм;

- глубина паза ступицы t2
= 2.8 мм;

- длина l = 32 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице [s]см
= 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 7.4 Н×м.

sсм
< [s]см
, следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

2. Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.

Соединение вал-колесо.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78.

- сечение b´h = 14 ´ 9 мм;

- фаска 0.5 мм;

- глубина паза вала t1
= 5.5 мм;

- глубина паза ступицы t2
= 3.8 мм;

- длина l = 48 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунном центре колеса [s]см
= 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 236.7 Н×м.

sсм < [s]см , следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20

2.2 Соединение вала с звездочкой.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78.

- сечение b´h = 10 ´ 8 мм;

- фаска 0.4 мм;

- глубина паза вала t1
= 5 мм;

- глубина паза ступицы t2
= 3.3 мм;

- длина l = 50 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице [s]см
= 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 236.7 Н×м.

sсм
< [s]см
, следовательно, допустимо центр звездочки изготовить из серого чугуна СЧ20

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ:

1. Смолин А.И. Кинематический расчет привода. Методические указания. Калуга: 1989.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Суворов Н.И. Расчет валов. Методические указания. Калуга, 1987.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и детали машин. М.: Высшая школа, 1982.

5. Часовников Л.Д. Расчет червячной передачи. Методические указания. Калуга, 1979.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. М.: Машиностроение, 1978.