Содержание
Введение
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
2. Расчет механических передач
3. Проектировочный расчет валов
4. Эскизная компоновка
5. Подбор и проверочный расчет шпонок
6. Расчет элементов корпуса
7. Подбор и расчет муфты
8. Расчетные схемы валов
9. Подбор подшипников качения
10. Проверочный расчет валов на выносливость
11. Выбор типа смазывания
12. Выбор посадок
13. Технико-экономическое обоснование конструкций
14. Сборка редуктора
Список литературы
Введение
Цель проекта – проектированиепривода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель,клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевроннымизубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременнойпередачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическуюпередачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфтупередается на вал скребкового конвейера.
Редуктор – механизмпредставляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус,который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижениеугловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающихмоментов.
Муфта – устройствопредназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на нихдеталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.
Конвейер –транспортирующие устройство для перемещения грузов.
/>
Привод кскребковому конвейеру
1 – двигатель; 2 –клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта сторообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, — двигателя,быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1 – ИсходныеданныеИсходные данные Вариант № 6
Тяговая сила цепи F, кН
Скорость тяговой цепи ט, м/с
Шаг тяговой цепи Р, мм
Число зубьев звездочки z
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, %
Срок службы привода L, лет
3,5
0,60
80
7
5
4
1.Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Мощность на выходном валупривода
Р4 = Ftυ (1.1)
Р4 = 3,5·0,6 = 2,1 кВт
Общий КПД привода
η=η1·η2·η3·η43 (1.2)
где, η1 =0,97 – КПД ременной передачи;
η2 = 0,98– КПД зубчатой передачи;
η3 = 0,98– КПД муфты;
η4 = 0,99– КПД одной пары подшипников качения.
[1; с. 42]
Следовательно
η = 0,97·0,98·0,98·0,993= 0,904
Требуемая мощностьэлектродвигателя
Рдвтр= Р4/η (1.3)
Рдвтр =2,1 /0,904=2,32 кВт
По таблице 24.9 [2; с.417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Рном= 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин-1
Частота вращениявыходного вала привода
n4=60·103·υ/Р·z (1.4)
n4=60·103·0,6/80·7=64,28мин-1
Общее передаточное числопривода
u= n1 / n4 (1.5)
где n1 = n дв= 950 мин-1
u =950/64,28=14,78
Передаточные числа двухстепеней привода
Так как u= u1 ·u2, то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u2=4,получим передаточное число ременной передачи
u1 = u/ u2 (1.6)
u1= 14,78 /4 =3,69
Частота вращения валовпривода
n1= 950 мин-1; (1.7)
n2= n1/u1 =950/3,69=257,1 мин-1 ;
n3= n2/u2 = 257,1 / 4 =64,28 мин-1 ;
n4= n3 =64,28мин-1
Угловая скорость вращениявалов привода
ω1=πn1/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)
ω2=ω1/ u1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ;
ω3=ω2/ u2 =26,9 /4=6,73 рад/с ;
ω4=ω3=6,73 рад/с
Проверка: ω4=π n4/30=π·64,28/30=6,73 рад/с
Мощность на валах привода
Р1= Рдвтр=2,32 кВт;
Р2= Р1 ·η1 · η4 =2,32·0,97·0,99=2,23кВт;
Р3= Р2 ·η2· η4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;
Р4= Р3 ·η3 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт
Вращающие моменты навалах привода
Т = 9550Р/n (1.9)
Т1=9550 Р1/ n1=9550·2,32/950=23,35 Нм;
Т2=9550 Р2/n2=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;
Т3=9550 Р3/n3=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;
Т4=9550 Р4/n4=9550·2,1/64,28=312,0 Нм
Проверка: Т4=Т1·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм
Результаты расчетовсводим в таблицу 1
Таблица 1 –Кинематические и силовые параметры привода№ вала
n, мин-1 ω, рад/с Р, кВт Т, Нм u = 14,78 I 950 99,4 2,32 23,35
u1=3,69 II 257,1 26,9 2,23 82,9 III 64,28 6,73 2,16 321,7
u2=4 IV 64,28 6,73 2,1 312,0 _
2. Расчетмеханических передач
Расчет цилиндрическойпередачи с шевронным зубом
Выбор материала
Для изготовления шестернии колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 стермообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3, с.170]выбираем: для шестернитвердость 269…302 НВ, σТ=650 МПа, при предполагаемом диаметрезаготовки шестерни D≤650 мм;для колеса твердость 235..262 НВ2, σТ=540 МПа, припредполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднеезначение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ1;колеса – 260 НВ2. При этом НВ1 –НВ2=280-250=40– условие соблюдается.
Допускаемые контактныенапряжения
σНР =σНО·zН·0,9/SН (2.1)
где σно –предел контактной выносливости;
σНО=2НВ+70 (2.2)
σНО1=2НВ1+70=2·280+70=630МПа;
σНО2=2НВ2+70=2·250+70=570МПа;
zН=1-коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)
SН=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенныхколёс,[3; с. 187]
σНР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа
σНР2=570·1·0,9/1,1=466МПа
σНР=0,45(σнр1+σнр2)≥ σнрmin (2.3)
σНР=0,45(516+466)= 442 МПа – условие не выполняется
Принимаем σНР=466МПа
Допускаемые напряженияизгиба
σFР=σFО ·ΥN/SF (2.4)
где σFО — предел изгибной выносливостисоответствующий базовому числу циклов напряжений
σFО=1,8НВ (2.5)
σFО1= 1,8НВ1=1,8·280=504МПа;
σFО2= 1,8НВ2=1,8·250=450МПа;
ΥN=1 – коэффициент долговечности [3;с.194];
SF=1,75 – коэффициент запаса прочности[3; с.194];
σFР1=504·1/1,75=288 МПа;
σFР2 =450·1/1,75=257 Мпа
Расчетные коэффициенты
Ψba=0,4 [3; с.191];
КНβ=1, потаблице 9.45 [3; с.192]
Межосевое расстояниепередачи
/> (2.6)
/>
Принимаем стандартноезначение αW=140 мм [3;с.171]
Ширина зубчатого венца
b2= Ψba·αW (2.7)
b2=0,4·140=56 мм
Нормальный модуль зубьев
mn=(0,01…0,02) αW (2.8)
mn=(0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм
Принимаем стандартноезначение mn= 2 мм [3; с.157]
Принимаем минимальныйугол наклона зубьев βmin=25º и определяем суммарное число зубьев
z∑= (2 αW · cosβmin)/ mn (2.9)
z∑= (2·140· cos25º)2=126,2
Принимаем z∑ = 126
Фактический угол наклоназубьев
cosβ= mn z∑/2 αW (2.10)
cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´
Число зубьев шестерни иколеса
z1= z∑/(u+1) (2.11)
z1=126/(4+1)=25
z2= z∑ — z1
z2=126-25=101
Фактическое передаточноечисло
uф= z2/z1 (2.12)
uф=101/25=4,04;∆u=(u- uф )/u·100%≤4%
∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%
Основные геометрическиеразмеры передачи
d= mnz/ cosβ (2.13)
d1=2·25/cos25º49´=56мм;
d2=2·68/cos25º49´=224мм
Уточняем межосевоерасстояние
αW=( d1 + d2 )/2 =140 мм (2.14)
Диаметры окружностейвершин зубьев шестерни и колеса:
dа=d + 2 mn (2.15)
dа1=56+2·2=60мм;
dа2=224+2·2=228мм
Ширина зубчатых колес сучетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при mn=2мм
α=14 mn (2.16)
α=14·2=28 мм
b´=b+α=56+28=89 мм
Окружная скорость колес истепень точности передачи
υ=π· d1· n1/60 (2.17)
υ=π·56·10-3/60=0,76м/с
по таблице 9.1 [3; с.163]принимаем 8-ю степень точности
Силы в зацеплении
Ft=2T2/d2 – окружная (2.18)
Ft=2·321,7·103/224=2872 Н
Fr= Fttq20º/cosβ – радиальная (2.19)
Fr=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н
Уточняем значениекоэффициентов
Ψd=b2/d1 (2.20)
Ψd=56/56=1
При этом КНВ=1,по таблице 9.5 [3; с.192]
Принимаем коэффициенты
Кнυ=1,1, по таблице 9.6 [3; с.193] ;
Кна =1,12, потаблице 9.6 [3; с.193]
Расчетное контактноенапряжение
σн=266/αWuф√Т2 КнаКнβ Кна (uф +1)3 (2.21)
σн=266/140·4,04√321,7·103·1·1,1·1,12(4+1)3=447МПа
Н=466-447/466·100%=4%, чтодопустимо
Проверочный расчет зубьевна изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, чтоматериал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основанияножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению спрочностью зубьев колеса.
Эквивалентное числозубьев шестерни
zV1= z1/ cos 3β (2.22)
zV1=25/cos 325º49´=34,5
zV=101/ cos 325º49´=138,5
Коэффициент формы зуба
ΥF1=3,9; ΥF1=3,6 [3; с.185]
Принимаем коэффициенты
КFB=1,3
KFυ=1,2 KFα=0,91
ΥВ =1-βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3; с.192]
Расчетное напряжениеизгиба
σF2= ΥF1ΥВ Ft/b2 mnKFαKFυКFB (2.24)
σF2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116МПа
σF1= σF2ΥF1 / ΥF2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)
σF1=116·3,9/3,6=126 МПа
Результаты расчетовсводим в таблицу 2
Таблица 2 – Параметрызубчатой цилиндрической передачи, ммПроектный расчет Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние αW 140 Угол наклона зубьев β 25º49´
Модуль зацепления mn 2
Диаметр делительной окружности
шестерни d1
колеса d2
56
224
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2
60
56
Число зубьев
шестерни z1
колеса z2
25
101
Диаметр окружностей вершин
шестерни dа1
колеса dа2
60
228 Вид зубьев шевронный зуб
Диаметр окружности
вершин
шестерни df1
колеса df2
51
223 Проверочный расчет Параметр Допускаемое значение Расчетное значение Примечание Контактное напряжение σ 466 МПа 447 МПа Контактная выносливость обеспечена
Напряжения изгиба σFО1
σFО2 504 МПа 126 МПа Изгибная выносливость зубьев обеспечена 450 МПа 116 МПа
Расчет клиноременнойпередачи
Выбор типа сечения ремня
По номограмме [1; с.123]принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения
Определяем диаметраведомого шкива d2
d2= d1u( 1-ε ) (2.26)
где, ε=0,015- коэффициент скольжения[1; с.81]
d1=100 мм [1; с.89]
d2=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм
Принимаем d2=355, по таблице К40 [1; с.449]
Уточняем фактическоепередаточное число uф
uф= d2/ d1( 1-ε) (2.27)
uф=355/100(1-0,015)=3,6
∆u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%
Определяем межосевоерасстояние α, мм
α≥0,55(d1 + d2) +h(H) (2.28)
где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1; с.440]
α≥0,55(100+355)+8=258,25
Определяем расчетнуюдлину ремня LР
L=2α+π/2(d1 + d2)+(d2 – d1)2/4 α (2.29)
L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100)2/4·258=1293 мм
Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1; с.440]
Уточняем значениемежосевого расстояния
α=1/8[2L-π (d2 +d1)+√[ 2L-π (d2+d1)]2 -8(d2 – d1)2] (2.30)
α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)]2 -8(355-100)2]=354 мм
При монтаже передачинеобходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм дляобеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм дляувеличения натяжения ремней.
Определяем угол обхватаремней ведущего шкива
α1 =180º — 57º (d2– d1)/α (2.31)
α1 =180º- 57º (355- 100)354 — 57º =127º>120º
Определяем частотупробегов ремня
U=u/L
U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32)
Определяем скорость ремняυ, м/с
υ=πd1n1/60·103 (2.33)
υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с
Определяем допускаемуюмощность
Р=РоСРСαС1Сz (2.34)
где, Ро=0,67кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1; с.89]
СР=1 –коэффициент динамической нагрузки;
Сα=0,95 –коэффициент угла обхвата;
Сυ =1,04– коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;
Сz=0,9 – коэффициентчисла ремней в комплекте
С1=1 –коэффициент влияния отношения L/l [1; с.82]
Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52кВт
Определяем количествоклиновых ремней
z=Рном/Р (2.35)
z=2,32/0,52=4,46 кВт
Принимаем z=4
Определяем силу предварительнонатяжения ремня
Fo=850 Рном С1/zυ Сα СР (2.36)
Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109Н
Определяем окружную силу
Ft= Рном103/υ
Ft= 2,32·103/4,97=466 Н (2.37)
Определяем силы натяженияведущей F1 и ведомой F2 ветвей
F1= Fo+ Ft/2z (2.38)
F1=109+466/2·4=167 Н
Определяем силу давленияремней на вал
Fon=2Foz·sin α1/2 (2.39)
Fon=2·109·4·sin127º/2=780 Н
Результаты расчета сводимв таблицу 3
Таблица 3 – Параметрыклиноременной передачи, ммПараметр Значение Параметр Значение Тип ремня клиновой Частота прбегов в ремне U
0,004 с-1 Сечение ремня А
Диаметр ведущего шкива d1 100 Количество ремней z 4
Диаметр ведомого шкива d2 355 Межосевое расстояние α 354
Максимальное напряжение σmax 10 МПа Длина ремня L 1250
Предварительное натяжение ремня Fo 109 Н
Угол обхвата малого шкива α1 127º
Сила давления ремня на вал Fon 780 Н
3. Предварительныйрасчет валов редуктора
Предварительный расчетвалов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размерыкаждой ступени вала: ее диаметр и длину. Ведущий вал
/> (3.1)
/>=27,4 мм
где Т2=82,9Нм, вращающий момент на валу
τ adm= 30 МПа
Принимаем диаметрвыходного конца вала dв1=30 мм
Диаметр вала подподшипники принимаем dп1=35 мм
/>
Рисунок 1 – Конструкцияведущего вала
вал ведомый
/>
где Т3=321,7Нм, вращающий момент на валу
τ adm= 30 МПа
/>
Принимаем dв2=40 мм
Диаметр вала подподшипники принимаем dв2=45 мм
Диаметр под зубчатоеколесо dк2=50 мм
Диаметр буртика d2=55 мм
/>
Рисунок 2 – Конструкцияведомого вала
электродвигательшпонка подшипник вал
Конструктивные размерышестерни и колеса
Шестерня выполняется заодно целое с валом
d1=56 мм
dа1=60 мм
df1=51 мм
b1=60 мм
Колесо кованное
d2=224 мм
dа2=228 мм
b2=56 мм
Диаметр ступицы
dст=1,6 dк2
dст=1,6·50=80 мм
Длина ступицы
L ст=(1,2…1,5) dк2
L ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)
Принимаем L ст=70 мм
Толщина обода
δ=(2,5…4) mn (3.3)
δ=(2,5…4)2=5…8 мм
Принимаем δ=8 мм
Толщина диска (3.4)
С=0,3 b2
С=0,3·56=16,8
Принимаем С=18 мм
4.Эскизная компоновка
Компоновку проводят в2этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес извездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций иподбора подшипников.
Примерно посередине листапараллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW=140 мм.
Вычерчиваем упрощенношестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое свалом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределыпрямоугольника.
Очерчиваем внутреннююстенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкойкорпуса А1 = 1,2 δ. Принимаем зазор окружности вершин зубьевколеса до внутренней стенки корпуса А = δ. Назначаем радиальныешарикоподшипники легкой серии.
Таблица – 4Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75УО подшипников d D В Грузоподъемность, кН
Сo
Сor 207 35 72 17 22,5 13,7 209 45 85 19 32,2 18,6
5. Подбори проверочный расчет шпонок
Для соединения вала сдеталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из сталиимеющие σв≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4; с.171].Длинушпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньшедлины ступени.
Таблица5 – Шпонкипризматические, мм ГОСТ 23360-78Диаметр вала,d
Сечение вала
/>
Глубина паза вала t1
Глубина паза
втулки t1
Фаска
/>º 30
/>/> 5 3,3 0,25 – 0,40 50
/> 5 3,3 0,25 – 0,40 40
/> 5 3,3 0,25 – 0,40
Вал ведущий, d=30 мм
Расчетная длина шпонки
/>
/>
/>
Принимаем L=30 мм
Напряжение смятия
/>
Вал ведомый
Для ступени вала под колесапри />/>
/>
Принимаем L=55 мм
Напряжение смятия
/>
Для ступени вала подмуфту при />/>
/>
Принимаем L=60 мм
/>
6. Расчётэлементов корпуса
Толщина стенок корпуса икрышки
δ=0,025 а+1 (6.1)
δ=0,025·140+1=2,5мм
Принимаем δ=8мм
δ1=0,02а+1
δ1=0,02·140+1=3,8мм (6.2)
Принимаем δ1=8мм
Толщина фланцев поясовкорпуса и крышки для верхнего пояса
L1=1,5 δ1 (6.3)
L1=1,5·8=12мм
Для нижнего пояса крышки
L=1,5 δ (6.4)
L=1,5·8=12мм
р=2,35 δ (6.5)
р=2,35·8=19мм
принимаем р=20мм
Толщина ребер основаниякорпуса
m=(0,85…1) δ (6.6)
m=(0,85…1) 8=6,8…8
принимаем m=7мм
Диаметр болтовфундаментных
d1=(0,03…0,036) а+12 (6.7)
d1=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм
Принимаем болты с резьбойМ16
Крепящую крышку к корпусуу подшипников
d2=(0,07…0,75) d1 (6.8)
d2=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм
Принимаем болты с резьбойМ12
Соединяющие крышку скорпусом
d3=(0,5…0,6) d1 (6.9)
d3=(0,5…0,6) 16=8…9,6
Принимаем болты с резьбойМ8
Размер определяющей положениеболтов d2
е=(1…1,2) d2 (6.10)
е=(1…1,2) 12=12…14,4
q≥0,5 d2+ d3 (6.11)
q≥0,5·12+8=14
7. Подбори расчёт муфты
Выбираем муфту по ГОСТ20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой
Таблица 6 – Параметрымуфты, мм
Тadm d вала D муфты L
L1 500 40 280
/>=2Т3/(πD12 δ)≤ τadm=0,5 МПа(7.1)
D1=0,75 D(7.2)
D1=0,75 ·280=210мм(7.3)
δ=0,05·D=0,05·280=14мм
/>=2·321,7·103/(3,14·2102·14)0,33МПа≤τadm=0,5МПа
8.Расчетные схемы ва/>лов
/>
Рисунок 3 – Схеманагружения валов
Вал ведущий
Исходные данные:
Т2=82,9 Нм;
Ft1=2872 Н;
Fr1=1158 Н;
Fn1=780 H;
/>
Рисунок 4 – Расчётнаясхема ведущего вала
Вертикальная плоскость
Реакция опор
∑МА=0; -Fn1·0,031+ Fr1·0,054-RBY·0,108 =0;
∑МВ=0; -Fn1·0,139-Fr1·0,054+RАY·0,108 =0;
/>
/>
Проверка:
∑Fi=-Fn1+RАY-Fr1+RBY=-780+355-1158+1583=0
Изгибающие моменты всечениях вала
/>
Строим эпюру Мх
Горизонтальная плоскость
Реакции опор
RАХ = RВХ =Ft1/2=2872/2=1436 Н
Изгибающие моменты всечениях вала
/>
Строим эпюру Му
Определяем суммарныйизгибающий момент в сечении вала по формуле
/> (8.1)
/>
/>
Крутящий момент
Т=Т2=82,9 Нм
Вал ведомый
Исходные данные
Т3= 321,7Нм;
Ft2= Ft1=2872Н;
Fr2= Fr1=1158Н;
/>
/>
Рисунок 5 – Расчетнаясхема ведомого вала
Вертикальная плоскость
RDY= RCY=Fr2/2=1158/2=579
Изгибающие моменты всечениях вала
/>
Строим эпюру Му
Горизонтальная плоскость
/>
Проверка:
/>
Изгибающие моменты всечениях вала
/>
Определяем суммарныйизгибающий момент в сечении вала
/>
Крутящий момент
Т=Т3=321,7 Нм
9. Подборподшипников качения
Вал ведущий
Предварительно принимаемшарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, Сr=20,1 кН; Соr=13,9кН
Определяем коэффициентвлияния осевого нагружения
/> (9.1)
Принимаем коэффициенты потаблице 9.3 [1; с.133])
Х=0,56 — коэффициентрадиальной нагрузки;
Y=1,31 — коэффициент осевой нагрузки;
е=0,34 — коэффициентосевого нагружения;
V=1 – коэффициент вращения
Определяем осевыесоставляющие радиальной нагрузки
/> (9.2)
/>
/>
/>
/>
/> (9.3)
/>
/> (9.4)
Определяем эквивалентнуюнагрузку
/> (9.5)
/> (9.6)
где /> — температурный коэффициент
/> – коэффициент безопасности
/>
Определяем динамическуюгрузоподъемность
/>, (9.7)
где />, рад/с- угловая скоростьна валу;
/> , ч- расчетная долговечность
/>,
Подшипник пригоден
Расчетная долговечность
/>
/>
Вал ведущий
Предварительно принимаемшарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, Сr=2571 кН; Соr=18,9кН
Определяем коэффициентвлияния осевого нагружения
/>
Принимаем коэффициенты потаблице 9.3 [1; с.133])
Х=0,56 — коэффициентрадиальной нагрузки;
Y=1,3 — коэффициент осевой нагрузки;
е=0,33 — коэффициентосевого нагружения;
V=1 – коэффициент вращения
Определяем осевыесоставляющие радиальной нагрузки
/>
Определяем эквивалентнуюнагрузку
/>
где /> — температурныйкоэффициент
/> – коэффициент безопасности
/>
Определяем динамическуюгрузоподъемность
/>,
где />, рад/с- угловая скоростьна валу;
/> , ч- расчетная долговечность
/>,
Подшипник пригоден
Расчетная долговечность
/>
/>
10. Проверочныйрасчет валов на выносливость
Уточненные расчеты насопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статическихи усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояниеповерхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которогопринимают в диапазоне [S] =1,5-2,5в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала,точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления иконтроля.
Для каждого изустановленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:
/> (10.1)
где Sσ и Sτ– коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением,определяемые по зависимостям
/> (10.2)
Здесь /> и />– амплитуды напряженийцикла; /> и /> – средниенапряжения цикла; /> и /> – коэффициенты чувствительности касимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валовпринимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: /> и />, а касательныенапряжения –по отнулевому циклу :/>и />
Тогда
/> (10.3)
Напряжение в опасныхсечениях вычисляют по формулам
/> (10.4)
где /> — результирующийизгибающий момент, Н·м; Мк – крутящий момент ( Мк = Т),Н·м; W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3
Пределы выносливости валав рассматриваемом сечении:
/> (10.5)
где /> и /> – пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2;с.163]); /> и/> – коэффициентыснижения предела выносливости.
Значения /> и /> вычисляют позависимостям:
/> (10.6)
/>, (10.7)
где /> и /> – эффективныекоэффициенты концентрации напряжений; /> и /> – коэффициенты влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); /> и /> – коэффициенты влияниякачества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]); /> — коэффициенты влиянияповерхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);
Коэффициенты влиянияасимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала
/>, (10.8)
где /> – коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2;с.163]).
Вал ведомый. Сечение 2-2– место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряженийгарантирован натягом. Материал валов – сталь 45 />
Напряжение в опасномсечениях
/>
Пределы выносливости врассматриваемом сечении
/>,
/>
/>
/>
/>
где
/>
/>
/>
Коэффициенты запасапрочности по нормальным и касательным напряжениям
/>
/>
/>
/>
/>
Коэффициент запасапрочности
/>
11. Выбортипа смазывания
Смазывание зубчатогозацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88дм3
По таблице 10.21 [ 1., с.255]устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σНР=466МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна бытьпримерно равно 34· 10-6 м2/с. По таблице 10.21 [1., с.255]принимаем сорт масла И-Г-А 32
(индустриальное- длягидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, поГОСТ 17479.4-87).
Определение уровнямасла.При окунании В масляную ванну колеса
m
2
Камеры подшипниковзаполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла нанесколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте.Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.
12. Выборпосадок
Посадки назначаем всоответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ]
Посадка зубчатого колесана вал
Шейки валов подподшипники выполняем с отклонением вала. Отклонение отверстий в корпусе поднаружные кольца
13. Технико-экономическоеобоснование конструкции
Технический уровеньцелесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношениезатраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктораявляется его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можнопринять вращающий момент Т3, на его тихоходном валу. Объективноймерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс егопроектирования.За критерий технического уровня можно принять относительнуюмассу γ = m/Т3 .
Определение массыредуктора
m=φ ρ V·10 -9 (13.1)
где φ=0,41– коэффициент заполнения; [1, с.277]
ρ=7,4·10 3кг/м 3 — плотность чугуна;
V – условный объём редуктора
m=0,41·7,4·10 3·280·180·250·10-9=38,2 кг
Критерий техническогоуровня
γ = m/Т3 (13.2)
γ =38,2/321,7=0,11
Вывод: Техническийуровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономическинеоправданно.
14. Сборкаредуктора
Перед сборкой внутреннююполость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят всоответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до80 — 100˚С;
в ведомый вал закладываютшпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надеваютраспорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники,предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладываютв основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрываяпредварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Дляцентровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомыйвал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичнуюсмазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок длярегулировки.
Перед постановкойсквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанныегорячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклиниванияподшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомоговала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ееторцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробкумаслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло изакрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона;закрепляют крышку болтами.
Собранный редукторобкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническимиусловиями.
Списоклитературы
1. А.Е. Шейнблит «Курсовоепроектирование деталей машин», Калининград, 1999
2. П.Ф. Дунаев «Конструированиедеталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001
3. М.И. Фролов, «Техническаямеханика. Детали машин», Москва, «Высшая школа» 1990
4. С.А. Чернавский «Курсовоепроектирование деталей машин», Москва, машиностроение,1997
5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Деталимашин. Курсовое проектирование»Москва, «Высшая школа» 1984