Курсовая работа (т): Привод технологической машины

=1,246

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле:

ΔσH =100=

.2 Напряжение изгиба в зубьях шестерни

В этой формуле:

коэффициент формы зуба находится по формуле:

=коэффициент смещения

-коэффициент нагрузки при изгибе, находится при помощи формулы:

-коэффициент, учитывающий распределение напряжений между зубьями, определяется по формуле:

KFα=1

-коэффициент, учитывающий распределение напряжений по длине зуба, определяется по формуле:

KFβ= 0.18 + 0.82K=0.18+0.82*1.12=1.1

-коэффициент,учитывающий динамические нагрузки, определяется по формуле:

= 1+ 2,67(KHV - 1)=1+2,67(1.15-1)=1.4

После проведения вышеперечисленных вычислений, мы определили, что KF=1*1.18*1.4=1.54

После определения всех величин, необходимых для нахождения напряжения изгиба в зубьях шестерни и подстановки полученных значений в расчетную формулу, получили значение:

sF1= < МПа

.3 Напряжение изгиба на зубьях колеса

=

После произведения всех необходимых расчетов получим величину напряжения изгиба на зубьях колеса sF2=<. Усилия зацеплений

- окружная сила в зацеплении

-радиальная сила в зацеплении

 Н

. Ориентировочный расчет валов. Подбор подшипников

.1 Ориентировочный расчет валов

.1.1 Быстроходный вал

-допускаемое контактное напряжение, принимаем =15МПа

В соответствии с ГОСТ 6636-69 выбираем значение из ряда стандартных значение для диаметров хвостовиков: .

-диаметр подшипника. Диаметр упаковки подшипников имеет пятикратные размеры, поэтому принимаем

5.1.2 Тихоходный вал

В соответствии с ГОСТ 6636-69 выбираем значение из ряда стандартных значение для диаметров хвостовиков: .

-диаметр колеса.

.2 Подбор подшипников

В качестве опор валов используем радиальные шариковые подшипники по ГОСТ 8338-75 легкой серий.

В качестве подшипников выбираем подшипники радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)

Для быстроходного вала принимаем подшипники N208

Размеры подшипника: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18мм

Динамическая грузоподъёмность C = 30.7 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 19.0 кН

Для тихоходного вала принимаем подшипники N213

Размеры подшипника: d = 65 мм, D = 120 мм, B = 2.5 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 56.0 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 34.0кН

6. Размеры основных элементов корпуса

-толщина стенки, определяется по формуле:

В нашем случае принимаем

Диаметр фундаментного болта равен:

После расчета полученное значение округлим до ближайшего большего диаметра из ряда метрических резьб (табл.3 [5])) таким образом

Принимаем t= 3мм

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию:

у подшипников dб2 = (0.7…0.75)dб1

на фланцах dб3 = (0.5…0.6)dб1

После округления до стандартных значений: б2 = 16 мм;б3 = 10мм;

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

До оси фундаментального болта

Ширина фланцев у подшипников

где t=4мм - высота бобышки.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2

Ширина боковых фланцев

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3

7. Расчет и проектирование валов

.1 Быстроходный вал

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= (0,025… ,03), МПа. Здесь  предел прочности материала вала, МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

===30 мм

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T=70.93 Н×м

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда стандартных чисел:

= 30 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Г = 0.922+0.461=0.461Г =

Вертикальная плоскость

В = 2.533+1.0530.594=2.992 кНВ =721.053*92.5)/2*72=0.594 кН

Радиальные опорные реакции:

R1 ==3.027 кН== 1.699 кН

.2 Тихоходный вал

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= (0,025… ,03), МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле

== 55 мм

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T= 269.93 Н×м

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда стандартных чисел:

=50 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Г =0.922-0.461=0.461 кНГ =

Вертикальная плоскость

R1В = -(2.533+2.054+0.2635)=-4.850 кНВ =

Радиальные опорные реакции:

R1 == 4,87 кН== 0.53 кН

Уточненный расчет для быстроходного вала

. Наименование опасного сечения - 1

. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

== 97,4 Н×м

где MГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, MГ = -97,4 Н×м;изгибающий момент в вертикальной плоскости MB= 0 Н×м.

. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого  и полярного  моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

=, =, =;=, =, =;= 1256 мм2= 6280 мм3= 12560 мм3

. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

=S=

где  и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения  и  определяют по формулам

===5,33

где и  - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;  и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла,  и  - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали,  и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения  и  равны:

= 0,02(1+0,01)= 0.02(1+0,01*900)=0,2

= 0,5= 0,5*0,2= 0,1

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей

= 0.43= 0.43*900= 387 МПа

= 0.58*387= 224,46 МПа

здесь - предел прочности материала вала

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае