Курсовая работа (т): Привод технологической машины

/= 4/=0,6/+0,4=2,8

- коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от

= 3,2 KF= 1,33

- коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV=1.

В результате расчета получили:

Значения  и

Sσ ==

Sτ ====

Уточненный расчет тихоходного вала

.Наименование сечения А

. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==39,05

где MГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, MГ =33,88 Н×м;изгибающий момент в вертикальной плоскости MB=-19,41 Н×м.

. Геометрические характеристики опасного сечения

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

Для сечения с одним шпоночным пазом

= - bt1, Wx =- , Wp =- , = - 20*7,5, = - , = - ;

где b - ширина; t1 - глубина шпоночного паза на валу,

=20t1=7,5= 3696,5Wx = 29471,61Wp =63128,48

. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

==

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

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения  и  определяют по формулам

Sσ ==

Sτ ==

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; σa и τa- амплитуды напряжений цикла; σm и τm- средние напряжения цикла,  и  - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, ψσ и ψτ - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения ψσ и ψτ равны:

ψσ = 0.02(1+0.01)= 0,178ψτ = 0.5 ψσ =0,089

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

для углеродистых сталей σ-1= 0.43 σb= 339,70

τ-1= 0.58 σ-1=197,03

здесь σb - 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

σa =  = 1,33 σm - отсутствует

τa= τm ==2,14

Коэффициенты

= (+KF-1)/KV, = (+KF-1)/KV,

где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

/= 4,85/=0,6/+0,4=3,31

- коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от

= 3,2KF=1,33

- коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV=1.

В результате расчета получили:

Sσ ==

Sτ ====

8. Проверка долговечности подшипников качения

.1 Подшипник быстроходного вала

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Исходные данные:

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

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где X - коэффициент радиальной нагрузки;- коэффициент осевой нагрузки;б= 1,3 - коэффициент безопасности ;Т - температурный коэффициент, KТ=1 - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения определяют по формуле из табл.10 [2]

При e следует принять X=1, Y=0.

Таким образом, после нахождения всех неизвестных и подстановки их значений в расчетную формулу получим .

Далее рассчитываем долговечность подшипника при максимальной нагрузке, час:

=8175 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников

После подстановки величин в расчетную формулу и проведения расчетов получим окончательный результат

Т.к. полученный результат больше, чем , то подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

.2 Подшипник тихоходного вала

Исходные данные:

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 = 34.0 кН

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где X - коэффициент радиальной нагрузки;- коэффициент осевой нагрузки;б= 1,3 - коэффициент безопасности ( [2],с );Т - температурный коэффициент, KТ=1 - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения определяют по формуле из табл.10 [2]

При e следует принять X=1, Y=0.

После проведения необходимых расчетов получим

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников

В результате получилибольше чем 12500 полученный результат удовлетворяет условию долговечности, а, следовательно, подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

9. Подбор и проверка шпонок на прочность

.1 Шпонка хвостовика тихоходного вала

В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

Проверяем выбранную шпонку на прочность

=120 МПа

После подстановки в расчетную формулу всех данным получили значение , т.к. данное значение удовлетворяет условию прочности на смятии, то данную шпонку можно применить.

.2 Шпонка хвостовика быстроходного вала

В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

Проверяем выбранную шпонку на прочность:

120 МПа

=120 МПа

После подстановки в расчетную формулу всех данным получили значение , т.к. данное значение удовлетворяет условию прочности на смятии, то оставляем выбранную шпонку.

10. Смазка редуктора

.1 Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, контроль уровня масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечиваемого погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vопределяем по формуле: V = 0,5×5,5 = 2750000 см3

. Способ смазывания.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 15 м/с.

. Выбор сорта масла.

Сорт масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубчатом зацеплении (нашем случае σн= 538,061 МПа) и фактической окружной скорости колес (V =2.84 м/с ). Принимаем масло И-Г-А-32 по ГОСТ 17479.4-87, где И - индустриальное, Г-для гидравлических систем, А - масло безприсадок, 32 - класс кинематической вязкости (28…37 мм2/с)

. Контроль уровня масла.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью различных маслоуказателей. Наибольшее распространение имеют фонарные маслоуказатели, они удобны для контроля, конструкция их проста и достаточно надёжна.

. Слив масла.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Масло, налитое на днокорпуса редуктора, нужно периодически менять. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой. Чтобы в этом месте не было утечки масла, в месте пробки необходима прокладка.

.Отдушина.крышке корпуса редуктора обычно предусматривают люк. Люк закрывают плоской крышкой, которая крепится болтами. В крышке люка устанавливается отдушина. Через нее из редуктора выходит воздух, который расширяется от выделения тепла в зацеплении. Если у воздуха нет легкого выхода, то он пробивается через стыки и уплотнения, что способствует вытеканию смазки.