Розрахунок зубчасто-пасового приводу (стр. 3 из 3)

å

;

н.

Перевірка:

;

6533-9868 +1223+2111=0

4.5 Будуємо епюру згинаючих моментів у вертикальній площині (нм):

;

.

4.6 Визначаємо реакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):

.

4.7 Будуємо епюру згинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):

.

4.8 Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів (нм):

.

4.9 Будуємо епюру обертового моменту (нм):

М_об = Т = 886.8.

4.10 Визначаємо небезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.

Небезпечний переріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходить через точку К.

4.11 Визначаємо приведений момент в небезпечному перерізі (нм):

.

4.12 Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:

мм < d_кон = 45 мм;

МПа.

4.13 Перевіряємо вал на втомну міцність

Знаходимо небезпечний переріз при розрахунку на втомленність. Він проходить через точку К, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковий паз та посадка маточини колеса на вал

,

де n, n_s, n_t - запас міцності загальний, нормальний, дотичний.

4.14 Визначаємо запас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):

,

де G_-1 = 270 МПа – границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;

К_s = 1,73 - коефіцієнт концентрації напружень;

К_d = 1,9 – коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5);

К_F = 1,07 – коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6).

s_а =

МПа – амплітуда нормальних напружень

мм³ – осьовий момент опору переріза (табл. 5.9)

.

4.15 Визначаємо запас міцності за дотичними напруженнями

(асиметричний цикл – откольовий)

,

де t_-1 = 150 МПа – межа втомленності матеріалу при асиметричному циклі;

К_t = 1,55– коефіцієнт концентрації напружень;

t_а = t_m =

МПа

– амплітудні та середні значення дотичних напружень;

мм³ – полярний момент опору перерізу (табл. 5.9);

y_t = 0,05 – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;

.

4.16 Визначаємо загальний запас міцності від втомленності у перерізі:

> [n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (стор. 185 [1]).

4.17 Перевіряємо статичну міцність при перевантаженні (МПа):

s_еквIV =

s_3Г =

;

t_кр =

;

[s]_p = 0,8∙s_т = 0,8 × 360 = 288 , (стор. 302);

s_еквIV =

< [s] = 288.

5. Перевірний розрахунок пІдшипників кочення веденого вала

Вихідні дані:

d = 60 мм;

n = 70 об/хв.;

5.1 Спочатку вибираємо радіальний підшипник середньої серії 312, у якого (табл. 15):

С = 37800н – динамічна вантажність;

С₀ = 26700 н – статична вантажність.

5.2 Визначаємо реакції в опорах вала (н):

;

.

Розрахунок ведемо для опори В; F_r = F_B = 5083н.

5.3 Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження (н):

Р = Х∙V ∙Fr∙K_б∙К_t = 1×1 × 5083 × 1,5 × 1 = 7624

деХ = 1, V = 1 – коефіцієнт обертання;

K_б = 1,3 ... 1,5 – коефіцієнт безпеки (табл. 6.3);

K_t = 1 – температурний коефіцієнт (табл. 6.4 ).

5.4 Розрахункова довговічність

млн. об.

5.5 Розрахункова довговічність до появи ознак втомленності (год):

> t = 5000.

5.6 Габаритні розміри підшипника 312 (табл. 15), мм:

d = 60;

D = 130 ;

В = 31.

5.7 Перевіряємо підшипник на статичну вантажність (н):

Р₀ = k_n∙F_r = 2,2∙9868 = 21709.6

Р₀ = 21709.6н < С₀ = 26700.

6. Перевірний розрахунок шпонкових з’єднань веденого вала

6.1 Основним розрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:

s_зм =

£ [s_зм]

[s_зм] = 80 ... 150 МПа (стор. 191).

6.. Виконуємо перевірку шпонкових з’єднань (табл. 5.19).

Параметр	Позначення	Розмір	Колесо	Муфта
Діаметр вала	D	мм	36	52
Розмір шпонки	Bxhxl	мм	10x8x70	16х10х54
Робоча довжина	lp = l – b	мм	60	38
Крутний момент	Т	нм	275
Напруження змикання	sзм	МПа	0.06	0.05

7. Змащування редуктора

8.1 Змащування редуктора здійснюємо зануренням зубчастого колеса у масло, що знаходиться у нижній частині корпусу.

8.2 Визначаємо кількість мастила (л)

V = (0,35 ... 0,7) ∙N = (0,35 ... 0,7) × 6.5= 0.8575..1.715

8.3 Глибина занурення зубчастого колеса (мм):

h = (3 ... 5) m = (3 ... 5) × 4= (90...150).

8.4 Відстань від зубчатого колеса до днища корпусу (мм):

b₀ = (5 … 10) m = (5 … 10) × 4= (15…30).

8.5 Визначаємо в’язкість мастила (табл. 3.61):

V₅₀ =180 (23) cCт.

8.6 Приймаємо мастило індустріальне 50 (табл. 6.10 ), яке може бути використане для змащування підшипників

Висновки

1. Достоїнством зубчасто-пасового привода є його простота конструкції; високий ступінь надійності та тривалість роботи.

2. Виконано розрахунок пасової та зубчастої передачі, а також виконано перевірний розрахунок вала, підшипників, шпонкових з’єднань та муфт.

3. Визначення профілю паса та їх кількість, зроблено з урахуванням допустимої потужності на один клиновий пас.

4. Розрахунок зубчастої передачі виконано з урахуванням контактних напружень для зубців колеса для запобігання втомного руйнування матеріалу.

5. Перевірка вала виконувалась на статичну та втомну міцність матеріалу, а також при перевантаженні.

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення виконано по динамічній та статичній вантажності.

7. Перевірка шпонок та муфт підтвердила конструктивну слушність використаних рішень.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Киркач М.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [учебн. пособие для техн. вузов].- 3-е перераб. и дополн.- Харьков: Основа, 2001 – 276 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для ВУЗов. - М.: Высш. шк.”, 2004