Курсовая работа: Определение привода галтовочного барабана

3.3 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Проверяем межосевое расстояние.

аw=(d1+d2) / 2 [1,c.61. ]

аw =(42,42+207,58) / 2=125 мм

Проверяем контактные напряжения H , МПа

H =K• v Ft•(uф+1)•KH •KH •?H ?? d2•b2) ? [ H [1,c.61. ]

K-вспомогательный коэффициент

K=376

Ft-окружная сила в зацеплении

Ft=2·T2·10і / d2=2•202,67 ·10і / 207,58=1952,69 H

•d2 / (2·10і )= 7,5•207,58 / (2·10і )=0,78 м / c [1,c.61]

KH 1,1 ? 1,c.61]

KH 1,05 [1,c.62]

H =376• v1952,69•(4,89+1)•1,1•1•1,05 /207,58•35)=508,42 Мпа

H ? [ ?H; 523,81 > 514,3

( H -[ ?H )•100% / [ ?H =(508,42-514,3)•100% / 514,3=1,14 %

Передача недогружена на 1,14 %. Прочность обеспечена.

3.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2 МПа

F2 =YF2•Y •Ft•KF •KF •KF / (b2•m)? [ ]F2 [1,c. 63. ]

KF =1 ; KF =1 ; [1,c. 63. ]

KF 1,05 [1,c.62. ]

ZU1=Z1 / cos3 =28/ cos38,10961=28,86;

ZU2=Z2 / cos3 = 137 / cos38,10961=141,2; [1,c.64]

YF1=3,78; YF2=3,6;

Y =1- / 140°=1-8,10961 / 140=0,94 [1,c.64.табл4.4 ]

F2=3,6•0,94•1952,69 •1•1•1,05/(35•1,5)=132,16 МПа <191,97 МПа

F1= F2• YF1 / YF2?[ ]F1 [ 1,c.63. ]

F1=132,16 •3,78 / 3,6=138,77 МПа <220,58 МПа

Вывод: Передача соответствует требованиям на выносливость по напряжениям изгиба

3.5 Расчет геометрических параметров

Таблица 2.3 Параметры зубчатой цилиндрической передачи , мм.

Таблица 2.4 Силы действующие в зацеплении

Таблица 2.5 Консольные силы

4. Расчет открытой передачи

Выбираем сечение ремня

С учетом того, что передаваемая мощность

P1 = 1,72 кВт при n=950мин-1

принимаем сечение К [1, c83]

Определяем диаметр ведущего шкива при Т1=17,3Н•м [1,с84]

d1min=80мм

Принимаем d1= 80мм [1, с.313, табл.13.15]

Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм [1,с84]

d2=d1•u(1-?),

где u-передаточное отношение открытой передачи, u=4,0

?-коэффициент скольжения, ?=0,01…0,02

d2=80•2,65(1-0,01)=209,88 мм

Принимаем d2=210 мм

Определим фактическое передаточное число [1,с85]

, U = (uф-u)•100% / U? 3%

U = (2,65-2,65)•100% /2,65=0< 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние [1,с85]

где h(H)- высота сечения клинового ремня, h=8мм

Расчетная длинна ремня [1, с85]

примем из ряда L = 800 мм [1, с418, К31]

Уточняем межосевое расстояние a при выбранной длине ремня L [1, с85]

принимаем a=160 мм

Определяем угол 1 обхвата меньшего шкива [1, с85]

для клиновых ремней и учтя, что , то условие выполняется

Определяем скорость ремня [1, с85]

Определим Рр мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации [1, с86]

[P0]- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем

[P0 ]= 1,7 кВт

- коэффициент динамичности режима нагрузки

[1, с 78]

- коэффициент, учитывающий величину угла обхвата шкива

[1, c 79]

- коэффициент, учитывающий длину ремня

[7, стр 272]

- коэффициент, учитывающий передаточное число передачи

[7, стр 273]

Определяем необходимое число клиньев поликлинового ремня [1, с 87]

Принимаем z=21

Определяем силу предварительного натяжения [1, с 87]

Pном - требуемая мощность

v- скорость ремней

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем [1, c 88]

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня [1, с 88]

Определяем силу давления на вал Fоп [1, с 88]

Проверочный расчет [1, с 81]

- напряжение растяжения, МПа [1, с 81]

где А- площадь поперечного сечения ремня ,

A=0,5•b•(2•H - h ) [1, c 418]

b=z•p+2•f

b=21•2,4+2•5,5= 61,4 мм

А=0,5• 61,4 (2•4 - 2,35)= 173,5 ммІ

- напряжение изгиба, МПа [1, с 81]

- модуль продольной упругости при изгибе,

- напряжения от центробежных сил, МПа [1, с 81]

где p - плотность материала ремня, p=1250…1400 кг/м3

- условие выполняется

Таблица 4.1 Параметры открытой передачи

5. Проектный расчет валов

5.1 Выбор материала валов

Применяем термически обработанную легированную сталь 40X [1.c.107. ] привод зубчатый подшипник шпоночный

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

[ ]k=10 МПа - для быстроходного вала

[ ]k=20 МПа -для тихоходного вала [ 1.c.107. ]

5.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов

5.3.1 Быстроходный вал

Определяем диаметр и длину выступающего конца вала d1 и l1 , мм:

d1=іv Mk·10і /(0,2•[ ? ]k) [1.c.108 ]

d1=іv 41,8·10і / (0,2•10)=27,54 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d1=28 мм.

l1=1.5 •d1=1,5•28=42 мм.

Определяем диаметр подманжетного уплотнения d2, мм :

d2 = d1+2•t [1.c.108. ]

d2 =28+2•2,2=32,4 мм

По таблице К20 d2 =35 мм [ 1.c.399. ]

l2=1.5 •d1=1,5•35= 52,5 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник d2 мм :

d2= d4=35 мм

Определяем диаметр вала d3 , мм:

d3=d2+3.2•r [1.c.108 ]

d3=35+3,2•2,5=43 мм .

Принимаем d3=45 мм

5.3.2 Тихоходный вал

Определяем диаметр и длину выходного конца вала d1 и l1 , мм :

d1=іv Mk·10і /(0,2•[ ? ]k) [1.c.108 ]

d1=іv 202,67·10і / (0,2•20)=37 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d1=38 мм.

l1=1,0…1.5 •d1=1,0…1,5•38=38…57 мм.

Определяем диаметр под манжетное уплотнения d2 , мм :

d2 = d1+2•t=38+2•2,5=43 мм

По таблице К20 d2 =45 мм [1 .c.399. ]

l2=1.5 •d1=1,25•45= 56,25 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник d4, мм :

d2=d4 =55 мм

Определяем диаметр вала под ступицу зубчатого колеса d3, мм:

d3 = d2+3.2•r [1 .c.108. ]

d3=55+3,2•3=64,6 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d3=65 мм.

При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.

6. Подбор и проверка долговечности подшипников

6.1 Предварительный выбор подшипников качения

6.1.1 Быстроходный вал

Выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии [1.c.111]

Подшипник 208 ГОСТ 8338 - 75

d=45мм ; D=85мм ; B=19мм ; Cr=33,2kH ; Cor=19,8 kH [1, с.411.табл k27]

6.1.2 Тихоходный вал

Выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии

Подшипник 211 ГОСТ 8338 - 75

d=55мм ; D=100мм ; B=21мм ; Cr=43,6kH ; Cor=25,0 kH [1, с.411.табл k27]

6.2 Определяем реакции в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал )

Дано: Ft1=3023,73H; Fr1=1120,15H; Fa1=573,23H; d1=67,18мм, FОП=1129,2 Н

FОПг= FОПв = FОП •sin45=1129,2•0,707=798,3 Н

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции , H :

?MC=0; -FОПв•72+Fr1•60- RДУ •2•60+Fa1•d1 / 2=0 ;

RДУ=( Fr1•60+Fa1•d1/ 2-FОПв•72 ) / (2•60)=

=(1120,15•60+573,23•67,18/ 2-798,3 •72) /(2•60)=241,55 H ;

?M Д=0 ;

-Fr1•60+ RCУ (2•60) + Fa1• d1 / 2 -FОПв•(72+60+60)=0

RCУ=( Fr1•60 +FОПв•(72+60+60) -Fa1• d1 / 2) /(2•60)=

=( 1120,15•60 +798,3 (72+60+60)-573,23•67,18/ 2) /(2•60)= 1676,89 Н;

Поверка : ? y=0 ; -FОПв +RCУ-Fr2 + RДУ =0

-798,3 +1676,89 -1120,15+241,55 =0

0=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в

характерных сечениях 1...4 , H•м:

My1=0 Н•м;

My2= - FОПв•0,072=-798,3 •0,072=-57,5 Н•м;

My3= - FОПв•(0,072+0,060)+RCУ•0,060=-798,3 •(0,072+0,060)+1676,89 •0,060=

=-4,76Н•м;

M'y3= Mx3+ Fa1• d1 / 2=-4,76 +573,23•67,18/2000=14,5 Н•м.

My4=0

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

?MC =0; FОПг•72+Ft1 •60- RДХ •2•60=0

RДХ=( FОПг•72+Ft1 •60 /(2•60)=(798,3 •72+3023,73 •60 )/(2•60)= 1990,8 H.

?M Д=0 ; FОПг •(60+60+72)+RCХ •2•60- Ft2 •60=0

RCХ=( Ft1 •60- FОПг •(60+60+72))/ (2•60)=(3023,73•60-798,3 •(60+60+72))/ (2•60)= 234,6 Н;

Проверка ?х=0 ;

FОПг+RCХ- Ft2 +RДХ =0

798,3 +234,6-3023,73+1990,8=0

0=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в

характерных сечениях 1...4 , H•м:

Mx1=0;

Mx2= FОПг•0,072=798,3 •0,072=57,5 Н•м;

Mx3= FОПг•(0,072+0,060)+RCХ •0,060 =

= 798,3 •(0,072+0,060)+234,6•0,060 =119,45 Н•м ;

Mx4=0;

Строим эпюру крутящих моментов , H:

Mk=Т1=104,04 H•м.

Определяем суммарные радиальные реакции , H:

Rc= vRСХ І + RСУ І;

Rc=v234,6І +1676,89 І = 1693,2 H.

RД= v RДХ І + RДУІ ;

RД= v1990,8І + 241,55 І = 2005,4 H.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях , H•м :

M2= v Mx2І+ Mу2І;

M2=v 57,5І +57,5І =81,3 H•м.

M3= v Mx3І+ M'у3І;

M3=v 119,45І +14,5І =120,3 H•м.

6.3 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал )

Дано : Ft2=3023,73H; Fr2=1120,15H; Fa2=573,23H; Fм=2800,67H;

d2=332,04мм;

Вертикальная плоскость .

Определяем опорные реакции ,H :

?MB=0 ; RAУ •2•58 + Fr2•58 +Fa2•d2 /2=0;

RAУ =(-Fr2•58 -Fa2•d2 /2)/(2•58)=

=(-1120,15•58-573,23•332,04/2)/ (2•58)= -1380,5 H.

?MA=0 ; -RBY •2•58 -Fr1•58+Fa1• d1 / 2 =0;

RBУ =(-Fr2•58 +Fa2•d2 /2)/ (2•58)=

=(-1120,15•58+573,23•332,04/2)/ (2•58)=260,33H.

Проверка : ?Y =0;

RAY+Fr1+ RBY=0

-1380,5+1120,15-1380,5=0 ;

0=0 ;

Cтроим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y, в характерных сечениях 1...4 H• м :

My1=0;

My2=RAУ •0,058 =-1380,5•0,058 = -80,1 H•м;

My'2= RBУ •0,058 = 260,33•0,058= 15,1H•м;

My3= 0;

My4=0.

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции , H:

?MB=0 ; RAХ •2•58 + Ft2•58 -FМ•61=0;

RAХ = (-Ft2•58 +FМ•61)/ (2•58)= (-3023,73•58 +2800,67•61)/ (2•58)= -39,1 Н .

?MA=0 ; -RBХ •2•58 -Ft2•58- FМ(61+58+58)=0;

RBX=(-FМ(61+58+58)-Ft2•58)/(2•58)=

=(-2800,67(61+58+58)-3023,73•58)/ (2•58)=-5785,3 Н.

Проверка : ?Y =0;

RAХ+Ft1- RBХ +FМ1=0

-39,1+3023,73-5785,3+2800,67=0 ;

0=0

Cтроим эпюру изгибающих моментов относительно оси X, в характерных сечениях 1...4 H• м :

Mx1=0

Mx2= RAX•0,058=-39,1•0,058=-2,3 H•м;

Mx3= RAX•0,058•2 +Ft1•0,058= -39,1•0,058•2 +3023,73•0,058=170,84 H•м;

Mx4=0

Строим эпюру крутящих моментов , H:

Mk=Т2=502 H•м.

Определяем суммарные реакции , H :

RА= v RАХ І+ RАY І = v39,1І+1380,5І =1381,05 H;

RB=v RBХ І+ RBYІ=v 5785,3І +260,33І =5791,1 H.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях , H•м :

M2= v MX2І+ MY2І =v2,3І+80,1І =80,13 H•м;

M3= Mу3=170,84 H•м.

6.4 Проверочный расчет подшипника 208 быстроходного вала

1cЇ№ ; Fa=573,23H; R1=1693,2 H ; R2=2005,4 H;

Cr=32,0kH ; Cor=17,8kH ; Lh=30·10і ч ;

X=0,56 ; [1.c.129.табл 9.1 ]

V=1 ; [1.c.130.табл 9.1 ]

Kб=1,1; [1.c.133.табл 9.4 ]

КТ=1; [1.c.135.табл 9.5 ]

Определяем отношение :

Ra / (V•Rr2)=573,23/(1•2005,4)=0,285

Определяем отношение :

Ra / Cor=573,23/19800=0,029

По табл 9.2. [1.c.131. ] находим e=0,21 ; Y=1,90

По отношению Ra / (V•Rr1)> e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE= (ХV•Rr2+Y Ra)KБКТ [1.c.129.табл 9.1 ]

RE=(0,56•1•2005,4+1,9•573,23)1,1•1 =2433,4 Н .

Определяем динамическую грузоподъемность

Сrp= RE·іv573 •Lh / 106 [1.c.139. ]

Сrp=2433,4·іv 573•24,99•30·10і / 106 =18361 H <Cr

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника.

L10h=(106 /( 573• ? ? •(Cr / RE )і [1.c.138. ]

L10h=(106 / (573•24,99 ))•(33200 /2433,4)і=177•103 ч >Lh.

6.5 Проверочный расчет подшипника 211 тихоходного вала