+3 8(066) 185-39-18
fstyle="text-align: justify;">2. Число обертів дв=500 об/хв
3. Характер навантаження - змінний стрибкоподібний
4. Приєднувальні розміри:
- двигуна dдв=160мм; lдв=200мм
- швидкохідного вала dбв= 160мм; lбв=200мм
Визначаємо розрахунковий крутний момент швидкохідної муфти (с.290,ф12.1,[1]):
Нм
де:kp=2 коефіцієнт режиму роботи, що враховує характер навантаження, застосовуваний для дробарки.
По каталозі вибираємо муфту:
Муфта пружна з торо образною оболонкою 12500-160-1.1 ДЕРЖСТАНДАРТ 20884-75 (с. 197,(2]).
Номінальний крутний момент [Мкр]=12500Нм; діаметр посадкового отвору вала d=160мм, з напівмуфтами типу 1 виконання 1; припустиме число обертів [n]=1000об/хв.
Умови вибору муфти:
[Мкр]=12500Нм>Мр=9652 Нм
[N]=1000об/хв>nдв=500 об/хв.
2) Розрахунок конічної зубчатої пар
Вхідні дані
1.Передаточне число конічної пари І=2,05
2.Число зубів колеса Zk=45
3.Діаметр тривалої окружності колеса dдк=1350 мм
4.Модуль (нормальної) m=30мм
5.Кут при вершині початкового конуса:
Шестерні м=26°03'
Колеса до=63°67'
6.Довжина зуба. В=210мм
7.Матеріал конічної пари сталь 40Хн. Межа міцності З=736Па, межа текучості т=550Мпа, твердість НВ=220-250 термообробка-нормалізація. (ст. 78, табл. 3.15 [1]).
8.Крутний момент на швидкохідному валу конічної шестерні Нм.
Визначаємо число зубів шестерні (с. 63, [1])
(2.10)
Діаметр ділильної окружності шестерні:
мм,(с. 68,ф.3.48, [1])(2.11)
Конусна відстань, (с. 66,ф. 3.49, [1])
мм(2.12)
Середній модуль зачеплення: (с. 64, ( 3.39, [1])
мм(2.13)
Визначаємо розрахунковий момент на шестерні з урахуванням динамічного навантаження
Нм (с. 51. [1]):(2.14)
де: К=1,5 коефіцієнт навантаження, динамічної, при консольному розташуванні зубчатих коліс (с. 69, [1]).
Визначаємо межу витривалості при вигині: (с. 82, ф. 36.4, [1])
-1=0,43в=0,43-736=316,5Мпа
Визначаємо дозволене напруження при вигині
Мпа(2.15)
де:[п]=1, що5-допускає коефіцієнт запасу міцності (с. 84, [1]);
R=1,5- ефективний коефіцієнт концентрації напруги в корені зуба (с. 84, [1])
Rри=1 - коефіцієнт режиму навантаження, (с. 84, [1])
Перевірочний розрахунок зубів конічних прямозубих коліс на витривалість по напругах вигину, робимо для шестерні:
(с. 64,ф.3.42, [1])
(2.16)
Мпа
де: 1,5-коэфіціент зношування (с. 57, (1])
0,383-коєфіціент форми зуба (с.58,таб.3.4, [1])
до=25,1Mпa≤[-1]k=140,7Mпa
Умова виконується, міцність зубів шестерні достатня.
3). Розрахунок швидкохідного вала.
1. Визначаємо зусилля діючі в зачепленні:
Окружне зусилля в конічній зубчатій парі: (с. 159, ф. 8.4, [1])
Н(2.17)
Осьове зусилля в шестерні (с. 159 (8.5, [1])
H(2.18)
Де =20°-кут зачеплення, при некорригованному зачепленні. (с.159[1])
Радіальне зусилля шестерні: (с. 159, ф. 8.6, [1])
(2.19)
2. Визначаємо діаметр швидкохідного вала. Для забезпечення гарного контакту зубів потрібна висока твердість вала, тому вибираємо найменше зі значень, що рекомендують, що допускає напруги для вала виготовленого зі сталі 40хн: межа витривалості
[Іk=10Mпa (с. 163, [1]).
Діаметр кінця швидкохідного вала в місці посадки муфти, що з'єднує вал із двигуном., з урахуванням ослаблення перетину шпонкою: (с. 162, ф. 8.14,[1])
м(2.20)
Приймаємо діаметр шийок вала під муфту, конічну шестерню й підшипники ковзання рівними: dв= 160мм
3. Визначаємо реакції опор і будуємо опори крутних і згинальних моментів швидкохідного вала, (ст. 469, [1]).
Розрахункова схема швидкохідного вала показана на мал.2.7. Розміри вала прийняті конструктивно по кресленню.
Площина: XOZ
Визначаємо реакції опор:
(2.21)
(2.22)
Рис. 2.10 - Розрахункова схема швидкохідного вала
Знак "-" біля реакції Rвх указує на те, що вона буде спрямована в іншу сторону на епюрі. Згинальний момент.
У перетинів І=І
Нм(2.23)
У перетині ІІ-ІІ
Н. м
Момент у крапці С:
Нм(2.24)
Площина YOZ
Визначаємо реакції опор
Н
Нм(2.25)
Н
Згинальний момент ,
Hм
Крутний момент:
Нм
Визначаємо сумарне радіальне навантаження підшипника. А (він є більше навантаженим):
Н(2.26)
4. Визначаємо коефіцієнт запасів міцності для приблизно небезпечних перерізів швидкохідного вала.
Матеріал вала - сталь 40Хн: (с.89, табл. 16, [2]):
Межа міцності в=780Мпа
Межа текучості т=460Мпа
Межа витривалості при вигині -1=390Mпa
Межа витривалості при крутінні -1=225Мпа
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності під найбільш навантаженою ділянкою вала - підшипником ковзання в крапці А.
Величини згинальних моментів Мх й My зазначені на Рис. 2.11.
Сумарний згинальний момент (с. 375, [1])
Н. м(2.27)
Момент опору перетину (с. 169, [1])
Амплітуда нормальних напруг (с. 169,[1])
Па=12,2Мпа(2.28)
Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах: (с. 166, ф. 8.16, [1])
(2.29)
де: =4,25 - коефіцієнт зниження межі витривалості при вигині (с. 172, табл. 8.7, [1])
Полярний момент опору перетину (с. 169, [1])
(2.30)
Амплітуда й середня напруга циклу дотичних напружень (с. 168, [1])
(2.31)
де: Мкр=4683-крутний момент дивися Рис 2.11
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях
(2.32)
де: =2,95- коефіцієнт зниження границі витривалості при крутінні (с.172, табл. 8.7. [1);
=0,3 - коефіцієнт співвідношення меж витривалості (с. 166, [1]);
Коефіцієнт