Привод подвесного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Привод подвесного конвейера

544-06.00.00 ПЗ

Студент (Котенёв Ю.В.) гр. Э4-63

Руководитель проекта (Ганулич И.К.)

Москва 2007 г.

• Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Необходимая мощность (кВт) на валу электродвигателя:

,

где V - скорость цепи, - окружная сила на цепи, _общ - общий КПД.

,

где _ред - КПД редуктора, ; _подш- КПД подшипника, _подш =0,99; [2, с. 7];

кВт

Вычисление частоты вращения приводного вала:

, где

Тогда

Для расчетов по табл. 24.9 [2, c. 459] выбирается электродвигатель АИР 112MB8/709 с мощностью P_э= 3 кВт, синхронной частотой вращения 709об/мин.

Уточним передаточное число редуктора:

По этому значению передаточного числа будет производиться далее расчет.

Выбор варианта редуктора

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом, удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшей массе, габаритам, стоимости, наибольшему КПД, требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчетов валов и подшипников.

В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов мелкосерийное, то желательно чтобы размеры и стоимость были минимальны.

Исходные данные к расчету червячной передачи и параметры для выбора варианта приведены в Приложении 1.

После анализа полученных результатов выбираем вариант №2, так как имеет выше КПД по сравнению с вариантом №3, вариант №1 не подходит нетехнологичен из-за необходимости использования вентилятора для понижения температуры масла.

Окончательный расчет передачи по варианту №2 приведен в Приложении 2.

Эскизное проектирование

Предварительная оценка диаметров валов

Для быстроходного вала:

Назначается исходя из конструктивных соображений при рассмотрении шпоночного соединения вала электродвигателя с валом червяка:

Принимается d=55мм

Для тихоходного вала:

Диаметр ступицы червячного колеса оценивается из рассмотрения шлицевого соединения со втулкой торсионного вала, диаметр которого определяется из расчета на прочность.

Диаметр торсионного вала из расчета на прочность:

Касательные напряжения :

,

где - допускаемые касательные напряжения =450МПа для материала торсионного вала Ст60 и d=30мм [2 c. 191-192].

Тогда диаметр торсионного вала из расчета на прочность :

Принимается d=30мм.

Тогда диаметр шлицевого конца торсионного вала dк=1,3d=40мм.

Диаметр втулки под шлицы: 56мм.

Диаметр ступицы колеса: 70мм.

Конструирование червячной передачи

Конструирование червячного колеса

Материал зубчатого венца БрО5Ц5С5 ГОСТ 613-79

Ширина венца 85

Число зубьев 34

Модуль зацепления

Ширина торцов венца

(принимается 13мм).

(принимается 10.5мм).

Фаски на торцах венца

Угол фаски

Штамповочные уклоны

Параметры

привод подвесной конвейер подшипник

Конструирование червяка

Выполняется червяк за одно целое с валом .

Все параметры берутся из распечатки.

Конструирование крышек подшипников.

Материал для всех крышек подшипников СЧ15.

Крышка подшипника быстроходного вала назначается привертной. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняется расточка отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету

Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала

Наружный диаметр крышки D=120мм.

Толщина стенки [2 с.169]

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

(принимается 165мм).

Конструирование корпуса.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

,

где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

(принимаем a=11мм)

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:

Толщина внутренних рёбер жесткости :

Конструирование крышки люка.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей необходим люк. Сконструирована литая чугунная прямоугольная крышка люка.

Параметры крышки:

Длина крышки

Толщина стенок крышки:

Высота крышки:

(принимаем H=15мм).

Крепление крышки корпуса к редуктору.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса к редуктору:

(принимаем d=14мм).

Другие конструктивные элементы:

(принимаем K=34мм).

мм.

Оформление опорной части корпуса.

Диаметр болтов для крепления редуктора к бетонному основанию:

(принимаем d=20мм).

Расчет подшипников

Выбор типа и схемы установки подшипников

Для фиксирования в осевом направлении подшипники устанавливаются по схеме «враспор».

Предварительно назначаются конические роликоподшипники для всех валов редуктора:

Быстроходный вал:

Выбирается подшипник 7311A ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d = 55 мм, D = 120 мм, В = 32 мм , C_r = 134 кH, C_or =110 кH, e=0,35, Y=1.7 .

Тихоходный вал:

Выбирается подшипник 7214A ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d =70 мм, D = 125 мм, В =26.5 мм , C_r = 119 кH, C_or =89 кH, e=0,42, Y=1.4 .

Расчет подшипников на быстроходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник.

Реакции от сил в зацеплении:



-вертикальные составляющие:

-горизонтальные составляющие:

Суммарные реакции:

Выбор подшипника

Выбирается подшипник 7311A ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d = 55 мм, D = 120 мм, В = 32 мм , C_r = 134 кH, C_or =110 кH, e=0,35, Y=1.7 .

Расчет на ресурс произведён в прикладном пакете ПДМ (Rk3.bat). Результаты :

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Роликовые конические однорядные

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Схема установки - Враспор

Режим нагружения - Средний равновероятный

Ресурс, час-. 12000.

Коэффициент температурный -. 1.00

безопасности - 1.30

вращения - 1.0

надежности - 1.00

условий применения - .6

Радиальная реакция левой опоры, Н - 2935.0

правой опоры, Н - 477.0

Осевая сила, Н -8025.0

Частота вращения, об/мин . . . . . . . . . 709.0

Диаметр вала, мм - 55.0

Динамическая грузоподъемность, Н- 134000.0

Коэффициент осевой нагрузки Y - 1.70

осевого нагружения e -350

Условное обозначение подшипника - 7311A

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Роликовые конические однорядные

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА -

Характеристика подшипника

Надежность при заданном ресурсе, % 98.3

Ресурс при заданной надежности, час 40356.

Для выбора посадок колец,P/Cr .092

Левая опора более нагружена

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника - местное.

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников на тихоходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник.

Реакции от сил в зацеплении:



-вертикальные составляющие:

-горизонтальные составляющие:

Суммарные реакции:

Выбор подшипника

Выбирается подшипник 7214A ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d =70 мм, D = 125 мм, В =26.5 мм , C_r = 119 кH, C_or =89 кH, e=0,42, Y=1.4

Расчет на ресурс произведён в прикладном пакете ПДМ (Rk3.bat). Результаты :

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Роликовые конические однорядные

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Схема установки - Враспор

Режим нагружения - . Средний равновероятный

Ресурс, час - 12000.

Коэффициент температурный - 1.00

безопасности - 1.30

вращения - 1.0

надежности - 1.00

условий применения - .6

Радиальная реакция левой опоры, Н - 5510.0

правой опоры, Н - 4103.0

Осевая сила, Н -953.0

Частота вращения, об/мин - . 21.0

Диаметр вала, мм - 70.0

Динамическая грузоподъемность, Н - 114000.0

Коэффициент осевой нагрузки Y - 1.40

осевого нагружения e - .420

Условное обозначение подшипника - 7214A

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Роликовые конические однорядные

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Характеристика подшипника

Надежность при заданном ресурсе, % >99

Ресурс при заданной надежности, час >1000000

Для выбора посадок колец,P/Cr <0.001

Левая опора более нагружена

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника - местное.

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Проверочный расчет валов на прочность

Расчет быстроходного вала.

Материал вала червяка :



Материал червяка - сталь 45.
Предел прочности, МПа	sв	900
Предел текучести, МПа	sT	650
Предел текучести При кручении, МПа	tT	390
Предел выносливости при изгибе, МПа	s-1	410
Предел выносливости при кручении, МПа	t-1	230

Расчет вала на статическую прочность.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения I-I и I I -I I :

Cечение I-I.

Силовые факторы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент:

Геометрические характеристики опасного сечения:

Расчетная схема:

Напряжения в сечении I-I:

Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса прочности:

Cечение I I -I I.

Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

Силовые факторы в опасном сечении:



Суммарный изгибающий момент:

Геометрические характеристики опасного сечения:

Напряжения в сечении I-I:

Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса прочности:

Статическая прочность быстроходного вала обеспечена.

Оценка необходимости расчета вала на сопротивление усталости.

Сечение I-I

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Оценочный комплекс

,

где -масштабный фактор =0,74, -эффективный коэффициент концентрации напряжений =2,45, S-коэффициент запаса сопротивления усталости S=2.

Тогда

,

следовательно, усталостная прочность вала заведомо обеспечена и расчет на сопротивление усталости проводить нет необходимости.

Cечение I I -I I.

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Оценочный комплекс

,

где -масштабный фактор =0,81, -эффективный коэффициент концентрации напряжений =3,65, S-коэффициент запаса сопротивления усталости S=2.

Тогда

,

следовательно, усталостная прочность вала заведомо обеспечена и расчет на сопротивление усталости проводить нет необходимости.

Расчет тихоходного вала.

Материал ступицы червячного колеса:

Материал червяка - сталь 45.
Предел прочности, МПа	sв	900
Предел текучести, МПа	sT	650
Предел текучести При кручении, МПа	tT	390
Предел выносливости при изгибе, МПа	s-1	410
Предел выносливости при кручении, МПа	t-1	230

Расчет вала на статическую прочность.

Расчетная схема:

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным является сечение I-I:

Cечение I-I.

Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

Силовые факторы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент:

Геометрические характеристики опасного сечения:

Напряжения в сечении I-I:



Частные коэффициенты запаса:

Общий коэффициент запаса прочности:

Статическая прочность тихоходного вала обеспечена.

Оценка необходимости расчета вала на сопротивление усталости.

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Оценочный комплекс

,

где -масштабный фактор =0,76, -эффективный коэффициент концентрации напряжений =3,7, S-коэффициент запаса сопротивления усталости S=2.

Тогда

,

следовательно, необходим точный расчет вала на сопротивление усталости.

Расчет вала на сопротивление усталости.

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

Далее расчет ведётся только по касательным напряжениям.

Коэффициенты

берутся по таблицам 10.7 - 10.13 [2 c. 191-192].

Коэффициент снижения предела выносливости:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Усталостная прочность тихоходного вала обеспечена.

Расчет соединений

Шпоночное соединение вала электродвигателя с быстроходным валом.

Напряжения смятия:

,

где T-вращающий момент на быстроходном валу T=41.9Нм,d-диаметр вала электродвигателя d=32мм, - длина рабочего участка шпонки =L-b=60-10=50мм, .

Допускаемые напряжения смятия для улучшенной стали, неподвижного соединения =130Мпа [6 c. 62].

Прочность шпоночного соединения обеспечена.

Шлицевое соединение втулки с приводным торсионным валом.

Принимаем соединение эвольвентными шлицами ,z=18 по ГОСТ6033-80 [2 c. 478-479].

Наружный диаметр шлицев D=40мм.

Высота рабочей поверхности

Средний диаметр шлицев

Длина соединения из расчёта по напряжениям смятия:

,

где - допускаемые напряжения смятия.

Ступица стальная, улучшенная, соединение неподвижное, принимаем допускаемые напряжения =60Мпа [6 c. 62].

Тогда

(по ряду нормальных линейных размеров принимаем l=34мм)

Длина втулки (принимаем =50мм, для обеспечения прочности клеевого соединения).

Клеевое соединение втулки торсионного вала со ступицей колеса.

Принимаем соединение эпоксидным клеем ЭД-9.

Касательные напряжения:

,

где T-вращающий момент на приводном валу T=1091Нм, d - наружный диаметр втулки d=56мм, l - длина втулки l=50мм, - временное сопротивление при сдвиге =20МПа [6 c. 72].

Расчет сводится к определению коэффициента запаса S по отношению к предельным характеристикам:

Прочность клеевого соединения обеспечена.

Выбор смазочных материалов

Смазывание передачи.

Червяк погружен в масляную ванну на глубину .

Контактные напряжения (из распечатки).

По таблице 11.1 [2 c. 200] выбирается кинематическая вязкость масла 40. По таблице 11.2 [2 c. 200] выбирается марка масла Цилиндровое 52.

Смазывание подшипников приводного вала

Подшипники защищены стальными уплотнительными шайбами от залива масла из картера и будут смазываться пластичным смазочным материалом ЦИАТИМ-201.

Расчет элементов узла привода

Расчет подшипников узла привода.

Выбирается подшипник 213A ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 65 мм, D = 120 мм, В = 23 мм , C_r = 56 кH, C_or =34 кH .

Определение сил, нагружающих подшипник.

Реакции от сил в зацеплении:

Расчет на ресурс произведён в прикладном пакете ПДМ (Rk3.bat). Результаты :

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Шариковые радиальные однорядные

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Схема установки - Вpаспоp

Pежим нагружения-. Средний равновероятный

Ресурс, час - 12000.

Коэффициент температурный - 1.00

безопасности - 1.30

вращения - 1.0

надежности - 1.00

условий применения - .7

Радиальная реакция левой опоры, Н - 6493.0

правой опоры, Н - 1490.0

Осевая сила, Н - . 250.0

Частота вращения, об/мин - 21.0

Диаметр вала, мм . 65.0

Динамическая грузоподъемность, Н - 56000.0

Статическая грузоподъемность, Н - 34000.0

Условное обозначение подшипника - 213A

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Шариковые радиальные однорядные

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Характеристика подшипника

Надежность при заданном ресурсе, % >99

Ресурс при заданной надежности, час 663610.

Для выбора посадок колец,P/Cr .094

Левая опора более нагружена

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника - местное.

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет кронштейна на несущую способность.

Материал кронштейна :

Материал червяка - сталь 45.
Предел прочности, МПа	sв	900
Предел текучести, МПа	sT	650
Предел текучести При кручении, МПа	tT	390
Предел выносливости при изгибе, МПа	s-1	410
Предел выносливости при кручении, МПа	t-1	230

Расчет на статическую прочность в опасном сечении.

Опасное сечение кронштейна - в месте посадки с натягом верхнего подшипника, т.к. нижняя часть не нагружена изгибающим моментом, а верхняя часть заведомо не содержит опасных сечений(в силу конструктивных соображений).

Силовые факторы в опасном сечении:

Геометрические характеристики опасного сечения:

Напряжение изгиба в опасном сечении:

Коэффициент запаса:

Оценка необходимости расчета вала на сопротивление усталости.

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Оценочный комплекс

,

где -масштабный фактор =0,73, -эффективный коэффициент концентрации напряжений =3,47, S-коэффициент запаса сопротивления усталости S=2.

Тогда

,

следовательно, усталостная прочность кронштейна в опасном сечении заведомо обеспечена и расчет на сопротивление усталости проводить нет необходимости.

Расчет соединения кронштейн - бетонное основание.

Назначается соединение болтами М20, z=8.

Силовые факторы:

Сдвигающая сила :

Отрывающий момент:

Осевая сила при ориентировочной нагрузочной массе 70кг:

Необходимая сила затяжки из условия несдвигаемости:

,

где z - число болтов, z=8,-коэффициент запаса по несдвигаемости =1.5, i - число рабочих стыков, i=1, f=0.4 для стыка металл-бетон [6 табл. 3.3.].

Необходимая сила затяжки из условия нераскрытия стыка:

; ;

где-площадь стыка,

.

, где .

Откуда

,

где k=1.3, =0.75 для стыка металл - бетон.

Принимаем силу затяжки большую из 2ух необходимых =3742Н.

Коэффициент запаса по текучести из условия прочности болтов:

,

где - предел текучести материала болтов, для класса прочности 4.6 [6 табл. 3.2.] ,- площадь болта по диаметру d3, - суммарная внешняя растягивающая нагрузка, приходящаяся на один болт,

.

Проверка прочности бетонного основания:

,

где - допускаемое напряжение смятие для бетона, , [6 табл. 3.5.] .

Расчет фрикционного предохранительного устройства.

Сила сжатия фрикционных дисков из условия износостойкости рабочих поверхностей:

,

где - внешний диаметр поверхности трения, =244мм, - внутренний диаметр поверхности трения, =160мм.- допускаемое давление на рабочих поверхностях, =0,2 Мпа для пары трения Ферадо по стали или чугуну.

Задаёмся силой сжатия фрикционных дисков F=6000Н (для более удачного обеспечения силы с помощью пружин с учетом конструкции).

Число поверхностей трения из условия передачи устройством предельного момента :

,

где f-коэффициент трения, f=0.3 для пары трения Ферадо по стали или чугуну.

.Принимается z=8.

Расчёт пружин.

Потребная сила сжатия одной пружины при числе пружин n=8,

.

Максимальная нагрузка на пружину:

Предварительная нагрузка:

.

Расчет комплекта пружин производился в прикладном пакете ПДМ (Rk3.bat). Результаты :

УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТ ПРОЕКТНЫЙ

Пружины сжатия

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал - . Сталь

Класс пружины -. III

Рабочая нагрузка, Н - 750.00

Предварительная нагрузка, Н - 300.00

Рабочий ход пружины, мм - 20.00

Относительный инеpционный зазоp - .20

Число опорных витков - 2.00

Число обработанных витков - 1.50

Скорость деформирования, м/с - 5.00

Способ крепления пружины - 2.00

Параметры материала проволоки (прутка) :

модуль сдвига, ГПа - .00 ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ

плотность, кг/м^3 - .00 ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ

допускаемое касательное напряжение, МПа .00 ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ

УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТ ПРОЕКТНЫЙ

Пружины сжатия

ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ ВЫБОРА ВАРИАНТА

==T==========T=====================T=========================T=========

В ¦ Диаметр ¦ Диаметр пружины, мм ¦Рабочая длина пружины, мм¦ Масса

а ¦проволоки,+----------T----------+------------T------------+пружины,

р ¦ мм ¦ Наружный ¦Внутренний¦Максимальная¦Минимальная ¦ г

--+----------+----------+----------+------------+------------+---------

Пружины 2-го разряда

1 3.50 21.00 14.00 77.46 57.37 61.8323

2 3.50 22.00 15.00 70.24 50.31 56.3757

3 4.00 32.00 24.00 53.33 34.04 62.4792

4 4.00 34.00 26.00 48.89 29.91 57.4628

5 4.00 *) 36.00 28.00 48.56 28.40 56.2852

6 4.50 45.00 36.00 43.82 25.59 73.7157

7 4.50 48.00 39.00 41.34 23.28 70.5564

8 4.50 *) 50.00 41.00 45.04 24.36 73.9457

*) Варианты с 5-ти % превышением допускаемых напряжений

Исходя из коснтруктивных соображений выбирается вариант 2.

УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТ ПРОЕКТНЫЙ

Пружины сжатия Вариант 2

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Максимальная нагрузка на пружину, H 937.50

Диаметр пружины, мм :

наружный - . 22.00

внутренний - 15.00

средний - 18.50

Длина пружины, мм :

при пpедварительной нагрузке - 70.24

при рабочей нагрузке - 50.31

при максимальной нагрузке - . 42.00

в свободном состоянии - 83.53

Число витков :

рабочих - 10.50

полное - . 12.50

Макс. касательное напряжение, МПа . 1330.22

Жесткость, Н/мм - . 22.572

Податливость, мм/Н -.04

Шаг, мм - 7.46

Диаметр проволоки (прутка), мм - 3.50

Критическая скорость, м/с - 7.55

Индекс - 5.29

Масса, г - . 56.376

Длина заготовки, мм - 732.45

Справочные данные

Рекомендуемые марки сталей:

60C2A, 65C2BA, 70C3A ГОСТ 14959-79.

Твердость - 54,5 ... 58,0 HRCэ.

Стандарт на проволоку (пруток): ГОСТ 14963-78.

Обязательное упрочнение дробью.

Проверка прочности шлицевых соединений

1)Соединение эвольвентными шлицами внутренних дисков, z=42.

Наружный диаметр шлицев D=160 мм.

Высота рабочей поверхности

Средний диаметр шлицев

Проверочный расчет по напряжениям смятия:

,

где - допускаемые напряжения смятия.

Ступица стальная, улучшенная, соединение неподвижное, принимаем допускаемые напряжения =60Мпа [6 c. 62].

Тогда

.

2)Соединение прямобочными шлицами наружных дисков, z=10.

Наружный диаметр шлицев D=275 мм.

Высота рабочей поверхности

Средний диаметр шлицев

Проверочный расчет по напряжениям смятия:

,

где - допускаемые напряжения смятия.

Ступица стальная, улучшенная, соединение неподвижное, принимаем допускаемые напряжения =60Мпа [6 c. 62].

Тогда

.

Расчет болтового соединения, передающего крутящий момент.

Предварительно назначаем соединение болтами М14 с числом болтов z=4, поставленных без зазора.

Окружная сила, приходящаяся на один болт:

.

Тогда коэффициент запаса по касательным напряжениям в опасном сечении стержня болта:

,

где =11,55 мм [6 Табл 3.1], - допускаемое напряжение среза, для класса прочности болтов 4.6 .

.

Коэффициент запаса по напряжениям смятия:

,

допускаемые напряжения смятия, , для класса прочности болтов 4.6 имеем , -минимальная толщина соединяемых деталей, =18мм.

.

Список используемой литературы

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л., Высшая школа, 2004.

Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Методическое указание по расчету на прочность цилиндрических и конических передач. М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1990

Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.

Иванов М. Н., Иванов В. Н., Детали машин. Курсовое проектирование., Высшая школа, 1975.

Методические указания к выполнению домашнего по разделу ”Соединения”./Под ред. Л.П. Варламовой. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003

Размещено на Allbest.ru