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

41 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

21607. ЗАЩИТА АППАРАТУРЫ ОТ ВЛИЯНИЯ КЛИМАТИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ ЭКСПЛУАТАЦИИ 439 KB
  Protection from climatic conditions of the usages Тема 5: ЗАЩИТА АППАРАТУРЫ ОТ ВЛИЯНИЯ КЛИМАТИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ ЭКСПЛУАТАЦИИ Естествоиспытатель не принимает в расчет невероятное. Тепловой режим аппаратуры. Охлаждение аппаратуры.
21608. ЗАЩИТА АППАРАТУРЫ ОТ МЕХАНИЧЕСКИХ ВОЗДЕЙСТВИЙ И ПОМЕХ 572.5 KB
  Виды механических воздействий на РЭА. Амортизация конструкции РЭА. Применение экранов в РЭА. Защита от механических воздействий [1 2] Виды механических воздействий на РЭА.
21609. ОБЕСПЕЧЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ РАБОТЫ АППАРАТУРЫ 518.5 KB
  Вероятность безотказной работы РЭА. Повышение надежности РЭА резервированием. Информационные методы повышения надежности РЭА. Расчет надежности РЭА.
21610. Работа с данными. Поиск и замена данных 279.5 KB
  Для поиска данных необходимо выполнить команду Правка Найти и во вкладке Найти диалогового окна Найти и заменить рис. Поиск данных во вкладке Найти диалогового окна Найти и заменить При поиске можно использовать подстановочные знаки. Результаты поиска данных во вкладке Найти диалогового окна Найти и заменить Для более детального поиска во вкладке Найти диалогового окна Найти и заменить см.
21611. Работа с форматами Excel. Копирование форматов 252.5 KB
  Ко всем выделенным фрагментам будет применен выбранный стиль. Копирование формата с использованием специальной вставки в диалоговом окне Специальная вставка Использование стилей О стилях Использование стилей обеспечивает единообразие оформления данных и ячеек во всей книге позволяет быстро устанавливать выбранный набор параметров форматирования а также мгновенно изменять оформление всех ячеек к которым применен один стиль. Для просмотра доступных стилей необходимо выполнить команду Формат Стиль. Список основных стилей приведен в...
21612. Создание и оформление диаграмм в Microsoft Excel 468 KB
  Диаграммы создаются на основе данных расположенных на рабочих листах. При необходимости в процессе или после создания диаграммы в нее можно добавить данные расположенные на других листах. Диаграмма может располагаться как графический объект на листе с данными не обязательно на том же где находятся данные взятые для построения диаграммы.
21613. СИСТЕМА МІЖНАРОДНИХ ЕКОНОМІЧНИХ ВІДНОСИН 194.5 KB
  Сучасний світ і середовище міжнародної економіки. Еволюція світового ринку та міжнародної економіки. Міжнародний поділ праці як основа розвитку міжнародних економічних відносин. Світовий ринок. Світове господарство та міжнародна мобільність факторів виробництва. Міжнародна економіка та її структура.
21614. Создание таблиц Microsoft Excel 480 KB
  Приведены требования при вводе данных в ячейки листа при этом особое внимание уделено порядку ввода дат и времени. По умолчанию все данные ячейки вводятся одной строкой. Для этого следует выделить ячейки не обязательно смежные в которые необходимо ввести данные ввести данные и нажать клавиши клавиатуры Ctrl Enter или при нажатой клавише клавиатуры Ctrl щелкнуть по кнопке Ввод в строке формул см. Одни и те же данные можно ввести одновременно в одноименные ячейки различных листов.
21615. Установка числовых форматов MS Excel 248 KB
  Особое внимание уделено возможностям использования числовых форматов при представлении чисел дат и времени. Показано использование денежного и финансового форматов. О числовых форматах Под числами в Microsoft Excel понимаются собственно числа включая числа с десятичными и или простыми дробями и числа с указанием символа процентов а также даты и время.