48822

Расчет быстроходного и тихоходного редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Принцип работы привода следующий: крутящий момент с вала двигателя передается на приводной вал рабочей машины через клиноременную передачу и цилиндрический редуктор через муфту. Редуктор состоит из двух валов: быстроходного и тихоходного, установленных в корпус редуктора на шариковых радиальных однорядных подшипниках.

Русский

2013-12-29

1.12 MB

32 чел.


Техническое задание

1 – Двигатель

2 – Клиноременная передача

3 – Цилиндрический горизонтальный редуктор

4 – Муфта упругая с торообразной оболочкой

5 – Ленточный конвейер

Исходные данные

Тяговая сила ленты Ft, Н

3250

Скорость ленты V, м/с

0.65

Диаметр барабана Dб, м

0,25

Срок службы привода Lh, лет

15000


Содержание 

[1] Техническое задание

[2] Исходные данные

[3] Содержание

[4] Введение

[5] 1 Кинематический расчет привода

[6] Выбор электродвигателя

[7] Определение общего передаточного числа привода

[8] и разбивка его по ступеням

[9] Определение чисел оборотов  валов

[10] Определение крутящих  моментов  на  валах

[11]
2 Проектирование клиноременной передачи

[12] 2.1 Расчет клиноременной передачи

[13]      2.2 Шкивы и натяжное устройство

[14] Рис.2 Натяжное устройство

[15] 3 Проектирование редуктора

[16] 3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колеса

[17] Определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений

[18] Расчет цилиндрической зубчатой передачи

[19] 3.4 Разработка эскизного проекта  

[20] 3.4.1 Определение размеров ступеней валов

[21] 3.4.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

[22] Определение реакций опор и построение

[23] эпюр изгибающих и крутящих моментов

[24] 3.5.1 Быстроходный вал

[25] 3.5.2 Тихоходный вал

[26]
3.6 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

[27]
Подбор и проверка шпонок

[28] Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность

[29] 3.8.1 Быстроходный вал

[30] 3.8.2 Тихоходный вал

[31] Выбор и проверка муфты

[32] Список использованных источников


Введение

Принцип работы привода следующий: крутящий момент с вала двигателя передается на приводной вал рабочей машины через клиноременную передачу и цилиндрический редуктор через муфту.

Редуктор состоит из двух валов: быстроходного и тихоходного, установленных в корпус редуктора на шариковых радиальных однорядных подшипниках.

Колеса косозубые с углом =9.06870.

Модуль передачи m=2.

Степень точности передачи Ст 8-В ГОСТ 3675-81.

Для предотвращения выдавливания масла через уплотнение в процессе нагрева передачи при работе предусмотрена пробка-отдушина, а для контроля уровня масла – маслоуказатель.

Смазка зубчатых колес осуществляется погружением колеса в масляную ванну, подшипники смазываются масляным туманом.

Для герметизации мест выхода из корпуса валов и подшипников применены манжетные уплотнения.

Для предохранения от перегрузки используется ременная передача с клиновым ремнем сечения УО.

Для компенсации вытяжки ремней в процессе их эксплуатации, компенсации отклонений длины, а также для легкости надевания новых ремней предусмотрена возможность изменения межосевого расстояния передачи.


1 Кинематический расчет привода

  1.  Выбор электродвигателя

Требуемая  мощность рабочей машины на выходе (кВт) ([1], с. 5)

где V - скорость ленты (м/с), Ft – тяговая сила ленты (кН).

КПД привода ([1], с. 5):

где ηрем– КПД ременной передачи, ηред– КПД редуктора, ηм– КПД муфты, ηпк– КПД подшипников качения.

ηрем =0,95

ηзп=0,98    ([1], c. 7, табл. 1.1).

ηм=0,98

ηп=0,99

Требуемая мощность двигателя (кВт) ([1], с. 5):

Частота вращения приводного вала n(об/мин) ([1], с. 6):

где Dб – диаметр барабана (мм).

Требуемая частота вращения вала электродвигателя (об/мин) ([1], с. 5):

nэ.тр. = nвUредUр.п = 49.7·4∙2,5 = 497об / мин,

где Uред, Uр.п - ориентировочно принятые передаточные числа редуктора и ременной передачи соответственно ([1], с. 7, табл. 1.2).

Выбор электродвигателя ([2], c. 406, табл.К9)

Двигатель марки 4АМ112MB8У3. Номинальная мощность двигателя Pдв=3 кВт,

асинхронная скорость двигателя nдв=700 об/мин.


  1.  Определение общего передаточного числа привода

и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число u ([1], с. 8):

Принимаем число ременной передачи

Передаточное число редуктора ([1], с. 8):

 

  1.  Определение чисел оборотов  валов

Частота вращения вала двигателя

Частота вращения быстроходного вала:

Частота вращения тихоходного вала и рабочей машины:

 

  1.  Определение крутящих  моментов  на  валах

Вращающий момент на приводном валу:

Вращающий момент на тихоходном валу:

Вращающий момент на быстроходном валу:

Вращающий момент на валу рабочей машины:


2 Проектирование клиноременной передачи

2.1 Расчет клиноременной передачи

По номограмме ([2], с. 87, рис. 5.4) выбираем сечение ремня УО в зависимости от мощности, передаваемой шкивом, равной номинальной мощности двигателя Pном,(кВт), и его частоты вращения, равной асинхронной частоте вращения двигателя n (об/мин).

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min=63 мм ([2], с. 87, табл. 5.4). Для повышения срока службы ремня выбираем диаметр ведущего шкива  d1=80 мм из стандартного ряда ([2], с. 448, табл. К40).

Определяем диаметр ведомого шкива d2 (мм) по формуле ([2], с. 87):

где ε – коэффициент скольжения, принимается из интервала ε=0,01…0,02 ([2], с. 81). Округляем полученное значение до ближайшего стандартного ([2], с. 448, табл. К40) d2=280 мм.

Определяем фактическое передаточное число uф ([2], с. 88)

Проверяем отклонение передаточного числа Δu (%) от заданного, оно должно быть менее 3% ([2], с. 88):

< 3%

Ориентировочное межосевое расстояние а (мм) ([2], с. 88):

а0.55(d1+d2)+h=0.55∙(80+280)+8=206 мм

где H=4 мм – высота сечения клинового ремня ([2], с. 440, табл. К31).

         Расчетная длина ремня ℓ (мм) [2], с. 88]:

мм

выбираем ближайшее стандартное значение ([2], с. 440, табл. К31), ℓ =1120 мм.

Уточняем межосевой расстояние a (мм), по стандартной длине ремня ([2], с. 88):

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 (град) ([2], с. 88), который должен быть ≥1200

Скорость ремня Vр (м/с) должна быть ≤40 м/с ([2], с. 88):

где n1 – частота вращения ведущего шкива, об/мин.

Частота пробегов ремня U ≤ 30 с-1, что обеспечивает долговечность ремня 1000…5000 ч ([2], с. 88):

.

Определяем допускаемую мощность [Pп] (кВт), передаваемую клиновым ремнем ([2], с. 90):

где [P0] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, находиться интерполированием данных из таблицы, [P0]=1.3 кВт ([2], с. 89, табл. 5.5); Ср – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы Ср=0,9 (работа с умеренными колебаниями); Сα=0,89 – коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве; С- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня ℓ к базовой ℓ0, С=0,96. Ся – коэффициент количества ремней; Cz=0.95 Все коэффициенты из таблицы (5.2 [2], с. 82).

Определяем число клиньев ремня ([2], с. 90):

   Примем z=4

Сила предварительного натяжения F0 клинового ремня ([2], с. 91):

Передаваемая ремнем окружная сила Ft (H) ([2], с. 91):

Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветви ([2], с. 91):

Н

Н

Сила давления ремня на вал Fоп (Н) ([2], с. 91):

Н

Проверка ремня на прочность заключается в сравнении максимального напряжения в ведущей ветви с допускаемым ([2], с. 84).

где [σ]p – допускаемое напряжение растяжения, [σ]p=10 Н/мм2 ([2], с. 85).

Напряжение растяжения σ1 (Н/мм2) ([2], с. 84):

Н/мм2

где A - площадь сечения ремня,  мм2 ([2], с. 440, табл. К31).

Напряжение изгиба σи (Н/мм2) ([2], с. 84):

Н/мм2

где Еи – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней σи (Н/мм2), Еи=80…100 Н/мм2 ([2], с. 84).

Напряжения от центробежных сил σV (Н/мм2) ([2], с. 85):

svv2∙10-6=1300∙2,932∙10-6=0.011 Н/мм2

где ρ=1250 кг/мм3 – плотность материала ремня ( [2], с. 85).

smax=s1+sи+sv=1.89+484+0.011=9.910 Н/мм2

- ремень прочный

     2.2 Шкивы и натяжное устройство

Шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ20 ГОСТ 1412-85. Чугунные литые шкивы вследствие опасности разрыва от действия центробежных сил применяют при окружной скорости до 30 м/с. Шкив состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал и диска или спиц, с помощью которых обод и ступица объединены в одно целое. Обод шкива для клиновых ремней нормального сечения по (ГОСТ 1284.1 - 89) дан на Рис.1. Расчёт конструктивных элементов шкивов ([2], с.246,табл.10,23).

Ведущий шкив                                   Ведомый шкив

Рис.1

Для компенсации вытяжки ремней в процессе их эксплуатации, компенсации отклонений длины, а также для легкости надевания новых ремней необходима возможность изменения межосевого расстояния передачи. Натяжное устройство (Рис. 2)  обеспечивает изменение межосевого расстояния в пределах от 0,97а до 1,06а, где а – межосевое расстояние см. п. 2.1.

Электродвигатель 1 крепят к подвижной плите 4 винтами 2. Для винтов 3 в подвижной плите выполнены удлиненные пазы, а в неподвижной плите 5 резьбовые отверстия. По окончании регулирования винты 3 затягивают. Перемещают подвижную плиту толкающими винтами 6.

 

Рис.2 Натяжное устройство

3 Проектирование редуктора

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колеса

Термообработка колеса и шестерни – улучшение и закалка ТВЧ. Марка стали 40Х, твердость 40..50 HRC ([1], с. 12, табл.2.1).

  1.  Определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений

Допускаемые контактные напряжения [σ]H1 для шестерни и [σ]H2 для колеса определяют по общей зависимости ([1], с. 13) с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса, учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

Предел контактной выносливости ([1], с. 13, табл. 2.2)

МПа

МПа

Коэффициент запаса прочности для шестерни и колеса SH=1,2, т.к. используется поверхностная закалка ([1], с. 13).

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса ([1], с. 13) (, где ZNmax=1 (ТВЧ) – ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя ([1], с. 14)). При Nk>NHG принимают Nk=NHG ([1], с. 14).

 

   где NHG – число циклов (), соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердости поверхностей ([1], с. 13).

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений ([1], с. 13):

 

где n об/мин – частота вращения соответствующего зубчатого колеса, nз – число вхождений в зацепление  зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равен числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем ZR=1 ([1], с. 14).

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,  принимаем Zv=1 ([1], с. 14).

Допускаемые напряжения изгиба [σ]F1 для шестерни и [σ]F2 для колеса определяют по общей зависимости ([1], с. 15) (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности, шероховатости переходной поверхности  между смежными зубьями и двустороннего приложения нагрузки.


где
σFlim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений для шестерни и колеса), σFlim=787,5 МПа (закалка ТВЧ сквозная m<3 мм) ([1], с. 15, табл. 2.3).

Коэффициент запаса прочности SF=1,7 ([1], с. 15).

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса (). При Nk>NFG принимают Nk=NFG ([1], с. 15).

              т.к YN1≤1 и YN2≤1 принимаем YN1=YN2=1

где NFG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, NFG = 4∙106 ([1], с. 15), YNmax=2,5,  q=9 – для ТВЧ.

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, принимаем YR=1,125 ([1], с.15).

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,  принимаем YA=1 (одностороннее приложение нагрузки) ([1], с. 16).

[σ]F=[σ]F1=[σ]F2=411.8 МПа.

 

  1.  Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния (мм) ([1], с. 17):

мм

где К = 6 ([1], с. 17), Т1б – вращающий момент на шестерне.

Окружная скорость v (м/с) ([1], с. 18):

м/с

где n1=nб – частота вращения шестерни.

Степень точности зубчатой передачи 8 по ГОСТ 1643-81, допустимая окружная скорость для косозубых цилиндрических колес 30 м/с.

Уточняем значение межосевого расстояния ([1], с. 18):

где Ка=410 МПа1/3 – для косозубых колес, ψba=0,4 – коэффициент ширины, выбирается из стандартного ряда ([1], с. 18).

По стандартному ряду аω=120 мм ([1], с. 21).

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность КН

,  

где КHv=1,05 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев ([1], с. 18, табл. 2.6).

Коэффициент КНβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии ([1], c. 20):

где КНω=0,263 – коэффициент учитывающий приработку зубьев ([1], c. 21, табл. 2.8), =1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы, берется в зависимости   ([1], c. 20, табл. 2.7).

Коэффициент КНα определяется по формуле

где K0 - начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностью изготовления, ; nст – степень точности, nст =9; А=0,15 для зубчатых колес ([1], c. 21).

Предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр

ширина колеса b2=ψbaaw=0.315∙120=37.8 мм

Принимаем b2=38 мм ([1], табл. 24.1)

Максимально допустимый модуль mmax(мм), определяем из условия неподрезания зубьев у основания  ([1], c. 21):

мм

Минимальное значение модуля mmin, определяем из условия прочности  ([1], c. 21):

мм

где Km=2,8*103 ([1], c. 21);

KF - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба  ([1], c. 21).  

где КFv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения КFv=1,01 ([1], с. 22, табл. 2.9); коэффициент КFβ учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, ([1], c. 22), КFα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, КFα0Hα=1,3 ([1], c. 22),

Принимаем значение модуля зубчатой передачи по стандартному ряду ([1], c. 22) m=1.5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых  колес ([1], c. 22):

Суммарное число зубьев ([1], c. 23):

Принимаем zΣ=158.

Определяем действительное значение угла β наклона зуба ([1], c. 23):

Число зубьев шестерни z1 должно  быть больше 17cos3β=16 ([1], c. 23):

 > 17

Число зубьев колеса:

Фактические значения передаточных чисел не должны отличатся от номинальных более чем на 4% ([1], c. 23):

        Делительные диаметры ([1], c. 23):

шестерни мм

колеса

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес ([1], c. 23):

где x1=0, x2=0  – смещение, y=0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

aw=(d1+d2)/2=(48.6+191.4)/2=120 мм 

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Cзаг, Sзаг, заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр ,Sпр ([1]. с. 12, табл. 2.1).

- проверка размеров шестерни,

- проверка размеров колеса.

Расчетное значение контактного напряжения ([1], c. 24):

МПа

где Zσ=8400 МПа1/2 ([1]. с. 24).

расчетное напряжение меньше допустимого в пределах 15%, поэтому ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Силы в зацеплении ([1], с. 24-25, рис. 2.7):

окружная:

Ft1=2·103TБ/d1=2·103·111/48.6=4567.9 Н

радиальная:

Fr1=Ft1·tgα/cosβ=4567.9·tg20/cos9.0687=1683.6 Н

осевая:

Fa1=Ft1·tgβ=4567.9·tg9.0687=729 Н

       

Расчетное напряжение изгиба ([1], с. 25):

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

где Yε – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач) Yε=0,65 ([1], с. 25); YFS – учитывает форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа  зубьев и коэффициента смещения

([1], с. 25, табл. 2.10).

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σHmax не должно превышать допускаемое напряжение [σ]Hmax=2,8*514.4=1440.32 МПа ([1], с. 26)

 

где Кпер=2 – коэффициент перегрузки, Кпер=2.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемого [σ]Fmax ([1], с. 26):

где YNmax – максимально возможное значение коэффициента долговечности, YNmax=4; kst = 1,25 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки; Sst=1,75 – коэффициент запаса прочности.

 

3.4 Разработка эскизного проекта  

3.4.1 Определение размеров ступеней валов

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину ℓ ([2], c. 112).

Быстроходный вал:

диаметр и длина ступени вала под открытую передачу:

где Мк=Т – крутящий момент равный вращающемуся моменту на валу; [] – допускаемое напряжение на кручение, []=12.5  ([2], с.110).

по стандартному ряду  принимаем d1=35 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

по стандартному ряду  принимаем ℓ1=50 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

диаметр и длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

где t=2,5 мм – высота буртика ([2], c. 113).

по стандартному ряду  принимаем d2=40 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

по стандартному ряду  принимаем ℓ2=60 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

диаметр и длина ступени вала под колесо:

где r=3 мм – координата фаски подшипника ([2], c. 113).

d3>da1, значит принимаем d3=da1, по стандартному ряду принимаем d3=50 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

3 определяем графически на эскизной компоновке, ℓ3=107 мм

диаметр и длина ступени вала под подшипник:

d4 = d2 = 40 мм

4 = B+c=23+1,6 = 24.6 мм, где В – ширина подшипника ([2], с.432, табл. К27)

Тихоходный вал:

диаметр и длина ступени вала под полумуфту:

где []=20  ([2], с.110).

по стандартному ряду  принимаем d1=45 мм ([2], с. 326, табл. 13.15). После уточнения при выборе муфты получаем d1=45 мм.

по стандартному ряду  принимаем ℓ1=60 мм ([2], с. 326, табл. 13.15). После уточнения при выборе муфты получаем ℓ 1=82 мм.

диаметр и длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник ([2], c. 112):

где t=2,8 мм ([2], c. 113).

по стандартному ряду  принимаем d2=50 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

по стандартному ряду  принимаем ℓ2=63 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

диаметр ступени вала под шестерню:

где r=3 мм ([2], c. 113).

по стандартному ряду  принимаем d3=60 мм ([2], с. 326, табл. 13.15).

диаметр и длина ступени вала под подшипник:

d4 = d2 = 50 мм

4 = B+c=19+1,6 = 20,6 мм.

3.4.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

В редукторе используются шариковые радиальные однорядные подшипники установленные в распор.

На быстроходном валу установлены подшипники №308 ([2], с. 432, табл. К27):

диаметр внутреннего кольца   40 мм,

диаметр внешнего кольца   90 мм,

ширина     23 мм,

грузоподъемность   41 кН,

статическая грузоподъемность 22.4 кН.

На тихоходном валу установлены подшипники №210 ([2], с. 432, табл. К27):

диаметр внутреннего кольца   50 мм,

диаметр внешнего кольца   90 мм,

ширина     19 мм,

грузоподъемность   35.1 кН,

статическая грузоподъемность 19.8 кН.


  1.  Определение реакций опор и построение 

эпюр изгибающих и крутящих моментов

Параметр

Шестерня(1)

Колесо(2)

Окружная сила в зацеплении

Ft, Н

4567.9

Радиальная сила в зацеплении

Fr, Н

1683.6

Осевая сила в зацеплении

Fa, Н

729

Консольная сила от ременной передачи

FОП, Н

1904.5

-

Длина консоли под открытую передачу

ОП, мм

70

-

Консольная сила от муфты

Fм, Н

-

2400

Делительный диаметр

d, мм

       48.6

191.4

Длина вала между подшипниками

ℓ, мм

100

3.5.1 Быстроходный вал

   y

     z С                        A                                D                               B

      Ft1           

   x       Fa1                                         

 RAy 

                               RA                                                    

   FОП                                                                                                      

                        RAx                        d1                         

                                                                                                                         RBy      RBx

                                         Fr1                                                                        

  lОП             lБ/2                                    lБ/2

                                                           

               

                              

  

                                      15.7

                                                             

 33.4 

                                                133.3

 

                                                  

 

 114.2

                                                                                 

  

 111

Вертикальная плоскость.

Реакции опор:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;;

Эпюра изгибающих моментов:

MС=0;

MА=-FОП·lОП =-133.3

MD(лев)=-FОП·(lОП+lБ/2)+RAy·l =-33.4

MD(прав)=-RBy·lБ/2=-15.7

MB=0;

Горизонтальная плоскость.

Реакции опор:

;

;;

Эпюра изгибающих моментов:

MС=0;

MA=0;

MD=-RAx·lБ/2 =114.2

 MB=0

Эпюра крутящих моментов (Рис. 3.):

Нм

Суммарные радиальные  реакции опор:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

3.5.2 Тихоходный вал

        y                    

                                                

 z

 x

 

    

                                                                                                                         

        RBx

                                                                 D                              B              С          FM

      A    RAx                                                                                   

             RAy                                      Fr2                                       RBy

                                             

    Fa2                                                        

                                                            Ft2

                                     lT                                    lT lM

 

Mx(H*м)  

   7.2

 

 

    

 

 77

                                                                                               

  MY(H*м)               

 

  

                                                    

 35.8

 

 

 

 300 

   Mz(Н*м)

 418.7

Вертикальная плоскость.

Реакции опор:

; ;

   

    ; ;

    

Эпюра изгибающих моментов:

MC=0;

MA=0;

MD(лев)=RAYlТ/2=77

MD(прав)=-RВYlТ/2=7.2

MВ=0;

Горизонтальная плоскость.

Реакции опор:

    ;       ;

    

    ;     ;

    

Эпюра изгибающих моментов:

MA=0;

MD=RAXlТ/2=35.8

MB=RAXlТ+Ft1lТ/2=300

MC=0;

Эпюра крутящих моментов:

Суммарные радиальные  реакции опор:

  

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

         


3.6 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

3.6.1 Тихоходный вал

Подшипник 210:

Cr = 35.1 кН, С0r = 19.8 кН

На опоре А:

, где V - коэффициент вращения внутреннего кольца, V=1 (внутреннее кольцо вращается) ([2], с.142).

Из отношения  определяем значения коэффициента влияния осевого нагружения e и коэффициента осевой нагрузки Y, e = 0,21 и Y = 2,2 ([2], с.143, табл. 9.2)

По результату сопоставления рассчитаем эквивалентную нагрузку по следующей формуле:

REA=(XVRA+YFa)KбKТ=(0,56·1·1698.5+2.2·759)·1.5·1=3931.4 Н,

где Кб - коэффициент безопасности для редуктора, Кб=1,5; KT - температурный коэффициент, KT =1 ([2], c. 142, табл. 9.1).

На опоре В:

По результату сопоставления принимаем X=1, Y=0 и рассчитаем эквивалентную нагрузку по следующей формуле:

REB=VRBKбKТ=1·7685.2·1.5·1=11527.8 Н

Рассчитаем долговечность данного подшипника:

,

где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников); а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников); n – скорость вращения вала; m – показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников) ([2], с.140).

3.6.2 Быстроходный вал

Подшипник 308:

Cr = 41кН, С0r = 22.4 кН

На опоре A:

По результату сопоставления принимаем X=1, Y=0 и рассчитаем эквивалентную нагрузку по следующей формуле:

VRAKбKТ=1·4521.5·1.5·1=6782.2 Н

На опоре B:

Из отношения  определяем значения коэффициента влияния осевого нагружения e = 0,21.

По результату сопоставления принимаем Х=0,56, У=2 и рассчитаем эквивалентную нагрузку по следующей формуле:

VRBKбKТ=1·7685.2·1.5·1=11527.8 Н

Рассчитаем долговечность данного подшипника:

,

где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников); а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников); n – скорость вращения вала; m – показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников) ([2], с.140).

  1.  
    Подбор и проверка шпонок

Проверка шпонок ведется по напряжению смятия ([2], с. 265):

где Ft – окружная сила; Асм – площадь смятия; [σ] см=190 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие ([2], с. 266), T – момент передаваемый соответствующим валом; d – диаметр вала  под шпонкой; ℓр – рабочая длинна шпонки; t1 - глубина паза вала.

Шпонка под шкив ременной передачи

По диаметру вала d=35 мм выбираем шпонку ([2], c. 449, табл. К42): b=10 мм; h = 8 мм, t1=5 мм, длина ℓ=50 мм.

Шпонка под колесо

По диаметру вала d=60 мм выбираем шпонку ([2], c. 449, табл. К42): b×h = 20×12 мм, t1=70.5 мм, длина ℓ=50 мм.

lр=l-b=50-20=30 мм

По диаметру вала d=45 мм выбираем шпонку ([2], c. 449, табл. К42): b=18 мм; h = 11 мм, t1=7 мм, длина ℓ=70 мм.

  1.  Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность 

При расчете на статическую прочность общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений должен быть больше минимально допустимого значения общего коэффициента запаса по текучести [ST]=2 ([1], c. 186)

Материал обоих валов – сталь 40Х. Механические характеристики                      ([1], c. 185, табл. 10.2):

предел прочности σB=900 МПа,

пределы текучести σT =750 МПа, τТ=390 МПа,

пределы усталости σ-1=410МПа, τ-1=222.4МПа,

коэффициент к осимметрии цикла ψ =0,1.

3.8.1 Быстроходный вал

Сечение А: d=40 мм. Концентратор напряжения – посадка подшипника на вал с натягом

а) нормальные напряжения

          

 

б) касательные напряжения

     

      

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

 По таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;  

KF – коэффициент влияния шероховатости  по таблице 11.4 [1] KF=1.30

г) коэффициент запаса прочности

д) общий коэффициент запаса прочности

Расчет на статическую прочность при перегрузках

,

Вал прочный.

3.8.2 Тихоходный вал

Опасное сечение под колесом, концентратор напряжений – шпоночный паз и посадка с натягом.

Расчет на усталостную прочность.

Осевой момент сопротивления сечения вала:

  ([2], c.270, табл. 11.1)

Полярный момент сопротивления сечения вала:

   ([2], c.270, табл. 11.1)

Амплитуда нормальных напряжений:

Амплитуда касательных напряжений:

 ,

Коэффициент концентрации нормальных напряжений:

,

где Kσ/ Kd =4,6([2], с.272, табл. 11.2); K=1 ([2], с.272, табл. 11.4).

Коэффициент концентрации касательных напряжений:

,

где Kτ/ Kd =3,2 ([2], с.272, табл. 11.2); K=1 ([2], с.272, табл. 11.4).

Запас прочности:

Расчет на статическую прочность при перегрузках

,

Сечение В; d=50 мм; концентратор напряжение –посадка подшипника на вал с натягом

а) нормальные напряжения

           

где

б) касательные напряжения

            

где

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

  по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;  

KF – коэффициент влияния шероховатости  по таблице 11.4 [1] KF=1.30

г) коэффициент запаса прочности

д) общий коэффициент запаса прочности

Расчет на статическую прочность при перегрузках

,

                                  

3.9 Смазка и смазочные устройства

Смазку выбирают в зависимости от окружной скорости и контактного давления  в зацеплении. Чем выше эти критерии тем выше должна быть вязкость масла. В нашем случае выбираем по ГОСТ 17479.4-87 марку масла для редуктора: И-Г-С-68 ([2], с. 255, табл. 10.29). Объем масляной ванны составляет 2,04л, уровень масла составляет 55мм. Контроль уровня масла производится круглым маслоуказателем. Слив масла предусмотрен с помощью сливного отверстия в основании корпуса редуктора, закрываемого пробкой с цилиндрической резьбой.


  1.  Выбор и проверка муфты

Для тихоходного вала выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую. Размер муфты берется в зависимости от расчетного момента, который должен быть меньше номинального ([2], c. 251):

где Кр – коэффициент режима нагрузки, Кр=1,25 ([2], c. 251, табл. 10.26); Т2 – вращающий момент на тихоходном валу; Т – номинальный момент ([2], c.428, табл. К25).

Tр=TK=418.7∙1.3=544.3 Н∙м

Выбираем муфту с номинальным моментом 5000 Н∙м ([2], c.423, табл. К21). Уточняем диаметр и длину вала под полумуфту d=45м, ℓм=82 мм. Диаметр оболочки муфты D=280мм([2], c. 423, табл. К21) D0=D-1.5d0=170-1.5*36=116мм

Число винтов на муфте принимаем z=6

Осевая сила:

,

где f – коэффициент трения, f = 0,2 ([3], с. 47)

Внутренний диаметр винта:

мм – винт М10

где σт – напряжения в стержне болта, равные пределу текучести, σт=200 МПа ([3], с. 55, табл. 1.6), [S] – допускаемый запас прочности, для нелегированных сталей K=1.


Список использованных источников

1 Дунаев П.Ф., Леликов Е.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:

Академия, 2004.-496с.

2 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999.-454с.

3 Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1998.-383с.

6

5

3

4

2

1

EMBED Equation.3  


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

50429. Экспериментальное определение среднего значения периода Тсвоб свободных колебаний; Ткрут крутильных колебаний (в зависимости от выбранной модели) 128.5 KB
  Экспериментальное определение среднего значения периода Тсвоб свободных колебаний; Ткрут крутильных колебаний в зависимости от выбранной модели. Экспериментальное определение зависимости периода Ткач колебаний с качением наклонного маятника от значения угла наклона плоскости колебаний. Сравнение экспериментально установленной зависимости периода Ткач колебаний с качением от значения угла наклона плоскости колебаний с теоретическими моделями различной степени сложности. Измерение периода свободных колебаний: № измерения...
50430. Изучение газовых законов. Определение показателя идиабаты и политропы 287.5 KB
  Кран 3 открыт давление в сосуде. Температура газа в сосуде равна температуре окружающей среды . Нагнетание насосом 5 воздуха в сосуд: воздух в сосуде нагревается до температуры при закрытом кране K. Проведём измерение конечного давления в сосуде после ходов насоса при различных но небольших скоростях его вращения.
50432. Изучение явления теплопроводимости в газах и определить коэфицент теплопроводимости воздуха 27.5 KB
  Цель работы: изучение явления теплопроводимости в газах и определить коэфицент теплопроводимости воздуха. Приборы и принадлежности: установка для измерения коэфицента теплопроводимости воздуха. Ход работы: Измеряем напряжение на проводнике, находящегося в трубке, при различном значении силы тока в цепи.
50434. Изучение явления теплопроводности в газах и определение коэффициента теплопроводности воздуха 67.5 KB
  Приборы и принадлежности: установка для измерения коэффициента теплопроводности воздуха. k На рисунке 1 изображена схема устройства установки для измерения коэффициента теплопроводности воздуха.Специализированная программа выдаёт нам следующие значения уравнения функции и коэффициента теплопроводности для каждой трубки: 1 .
50436. Сравнение вельш-корги-кардиган и вельш-корги-пемброк 1.36 MB
  Корги самая маленькая из группы пастушьих собак. Как и все остальные представители этой группы, корги в последнее время редко используются по назначению, однако их высокие рабочие качества постоянно подтверждаются учебными испытаниями и соревнованиями, где они успешно конкурируют с другими
50437. ЛОГІЧНІ ЕЛЕМЕНТИ І НАЙПРОСТІШІ КОМБІНАЦІЙНІ СХЕМИ 284 KB
  Проаналізувати задану комбінаційну схему див. Зібрати задану схему. На підставі отриманої ТС за допомогою ГС і ЛА протестирувати зібрану схему і зняти її часову діаграму. Спробувати спростити отриманий ЛВ і одержати нову схему.