5557

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Задание на проектирование Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру. Мощность на ведомом валу: P=12кВт Частота вращения ведомого вала: n2=400м...

Русский

2012-12-15

1.14 MB

294 чел.

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 1). Мощность на ведомом валу: P=12кВт

Частота вращения ведомого вала: n2=400мин-1

Срок службы: 10 лет

Коэффициент использования передачи:

в течение года Kг=0,8

в течении суток Кс=0,7

Продолжительность включения: ПВ%=80%

Режим работы: легкий

Тип привода: реверсивный

Тип ремённой передачи: клиноремённая

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей:

1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – одноступенчатый цилиндрический редуктор; 4 – муфта; 5 – приводной барабан; 6 – лента конвейерная

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес

1 = 0.98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0.99; КПД клиноременной передачи, 3 = 0.96, согласно табл. П.2

-коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему:

= 1  2  3 = 0.98   0.992  0.96 = 0.922.

1.1.Требуемая мощность электродвигателя:

Ртр = Рб / = 12 кВт/0.922 = 13 кВт

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона nс=(5…10)n2=(5…10)400=2000…4000 мин-1.

Выбираем  электродвигатель трехфазный короткозамкнутый  серии 4А, закрытый обдуваемый  4А160S2 с параметрами Рэ =  15 кВт и с асинхронной частотой вращения n = 3000 мин-1 и скольжением S=2.01% по (табл. П.1).

1.2. Частота вращения вала двигателя

no=nc(1-S/100)=3000(1-2.1/100)=2937мин-1.

1.3. Общее передаточное число привода

uo=no/n2=2937/400=7.34

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число для редуктора принимаем из стандартного ряда по (табл. 7.1): u = 4.

1.5. Передаточное число для клиноременной передачи:

uк.р. = uo / u = 7.34/4=1.835

1.6. Частоты вращения валов:

no=2937мин-1,

n1=no/up=2937/1.835=1600

n2=n1/u=1600/4=400

1.7. Мощность на валах

Po=Pтр=13 кВт

Р1о2  3=130.99  0.96=12.35 кВт

Р211  3=12.350.98   0.99=12 кВт.

1.8. Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на валу определяется по формуле Тi=9550Pi/ni.

Тo=9550Po/no=955013/2937=42.3 Hм,

Т1=9550P1/n1=955012.35/1600=73.7 Hм,

Т2=9550P2/n2=955012/400=286 Hм.

2. Расчет  зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u>2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

Dm =  

Sm=

Диаметр заготовки колеса равен dк = uDm= 4 ∙52.8 = 211.2мм.

Выбираем материалы зубчатых колёс по (таб. 1.1). Принимаем для колеса сталь 45, термообработку – нормализация, твердость поверхности зуба колеса 179…207 НВ, Sm1=любая,    Sm1> Sm. Для шестерни сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба 235…262 НВ, Dm1=200 мм. Среднее значение твёрдости поверхности зуба колеса и шестерни

НВ2=0,5(НВ1min+HB1max)=0.5(179…207)=193,

НВ1=0,5(НВ2min+HB2max)=0.5(235…262)=248.5.

2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

НРjдопускаемые контактные напряжения.

НРj=   НlimjКHLj /SHj,

Где НРj – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Пределы контактной выносливости найдём по формулам таб. 2.1:

Нlim2 =2НВ + 70=2193+70=456 МПа,

Нlim1 =2НВ + 70=2248.5+70=567 МПа.

Коэффициент безопасности SH1 = 1.1, SH2=1.1 (таб. 2.1)

Коэффициент долговечности

КHLj = 6 NH0j/ NHEj ≥1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (таб. 1.1):

NH02=9.17106, NH01=16.8106.

Эквивалентные числа циклов напряжений

,

где =0.125 – коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (таб. 3.1).

Суммарное число циклов нагружения

Где с=1; th-суммарное время работы передачи,

th=365L24KгКсПВ.

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.0180=0.8

В результате получим:

th=36510240.80.70.8=39245 ч;

; .

> NH01, примем КНL1=1,

> NH02, примем КНL2=1.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

для колеса

НP2 =

для шестерни  

НP1 =

НPjmin=НP1.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

НР = 0,45 (НР1 +НР2) =0,45(414.5+515.4)=418.455 МПа

Требуемое условие НР 1,23НРmin выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

Для определения входящих в формулу величин используем данные таблицы 4.1. Пределы изгибной выносливости зубьев:

Flim2=1.75HB1=1.75193=337.75 МПа,

Flim1=1.75HB2=1.75248.5=434.9 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1=1.7, SF1=1.7

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для реверсивного привода: KFC1=2, KFC2=2.

Коэффициенты долговечности

где qj – показатель степени кривой усталости, q1=6, q2=6 (таб. 3.1.);

NFO=4106 - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе где - коэффициенты эквивалентности для лёгкого режима работы, тогда

Определим допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:


2.3. Проектный расчёт передачи

Межосевое расстояние

,

где Kа=410 коэффициент для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубных передач примем   (ряд на с. 11). На этапе проектного расчета задаёмся значением коэффициента контактной нагрузки КН=1,2. Тогда

139,58 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения

по ГОСТ 2185-66, мм:

1-й ряд:  40, 50, 63, 80, 10, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 100, 1250;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800.

Принимаем   аw=140 мм

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

mn=(0,01...0,02) aw=(0,01…0,02)140=1,4…2,8 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль mn=2 мм, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение округлим до ближайшего числа Zk=137 и определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=27.

Число зубьев колеса Z2=  -Z2=137-27=110.

Фактическое передаточное число

При  отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%.

Поскольку Z1>17,  примем коэффициенты смещения x1=0, x2=0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колёс

Ширина зубчатого венца колеса

вW2 = ва  аw= 0,4 140 = 56 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 14: 56. Ширину зубчатого венца шестерни вW1=принимают на2…5 мм больше  чем вW2. Примем вW1=60 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колёс:

Делительные окружности d1= mn z1/cos = мм

d2= mn z2/cos =мм

окружность вершин зубьев

;

окружности впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 (таб. 8.1).

2.4. Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

где для косозубных передач.

Коэффициент контактной нагрузки КH = КH  КH  КHV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А=0,15 для косозубных передач;

Кw – коэффициент, учитывающий прибавку зубьев.

При НВ2≤350 для определения Кw используем выражение

Тогда

КH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения  найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению  определим  методом линейной интерполяции (таб. 9.1), тогда  Динамический  коэффициент  по (таб. 10.1).

КH = 1,094 1,00912 0,9=0,9936,

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при

Где  эквивалентное число зубьев,

,

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе  

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

В результате получим

Тогда

Напряжения изгиба в зубьях колеса

2.5. Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

– передаваемая мощность Ртр =13 кВт;

– частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв =2965 об/мин;

– передаточное отношение uк.р.=1,835;  

– скольжение ремня = 0,015.

Сечение ремня выбираем по ( таб. 1.3)

В нашем случае при Ртр.= 13 кВт и nдв= 2937 об/мин  принимаем сечение клинового ремня А.

Диаметр меньшего шкива:

d1 = =.

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения из стандартного ряда

d1=140 мм.

Диаметр большего шкива, мм

d2= uк.р d1(1-) =1.835 140 (1 – 0,015) = 253 мм

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения:

d2 =280 мм

Межосевое расстояние в интервале:

amin=0,55(d1+ d2)+То = 0,55(140+280) + 8 = 239 мм

amax= d1+ d2 = 140 + 280 = 420 мм

где То = 8 мм (высота сечения ремня, табл. 1.3)

Принимаем предварительно близкое значение  – 500 мм

Расчетная длина ремня:

L=2a+0,5(d1+ d2)+ (d2-d1)2/4a = 2500+0,53,14420+2602/4500 = 1693 мм

Ближайшее значение длины ремня по стандарту (см. cт. 77 ):

L =1800 мм

Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня L=1800мм:

а=0,25[(Lpw)+ (Lpw)2–2y],

где  w=0,5 (d1+ d2) = 0,53,14(140+280)=659,4 мм

y=(d2d1)2 = 19600мм

а=0,25 [(1800 – 659,4)+]=566мм

Угол обхвата ремнем малого шкива:

1= 180–57 (d2-d1)/а = 180–57 (280-140)/566=1660

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение

где - приведённое полезное напряжение;

Са – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

Ср – коэффициент режима работы,

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где Сu - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа  на напряжения изгибав ремне,

Получаем

Число ремней.

Зададимся начальным значением Z=3 тогда Сz=0.95.

округляем Z=5

Для этого числа ремней Сz=0.9 (таб. 4.3). Подставляем  Сz в формулу, получим Z = 4.5. Окончательно примем Z=5

Сила предварительного напряжения одного ремня

 

Сила, действующая на валы передачи

Предварительный расчет валов редуктора

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала:

dв1=(16Т1/к )1/3,

где к – допустимые касательные напряжения при кручении,

к=20 – 25МПа;

d1=

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

d1 = 30мм. Диаметр вала под подшипниками  d = 40 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. 6.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

Длина хвостовика l1=1.5∙ dв1=1.5∙28=42 мм

d2=d1+5=35мм

l2= L2-B-n+Lk+y=(3+8+4+40) -23-7+18+8=51мм

d3= d1+10=40мм

l3=B+Sc=6+23=29мм

Рис.   Конструкция ведущего вала

Расчет ведомого вала

Примем к=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

dв1=(16Т2/к)1/3=мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда  dв1=45  мм

Высота буртов вала - в соответствии с табл. 6 Диаметр вала под подшипниками  d3= 55м, под зубчатым колесом d4= 60мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл.6. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

l1=dв1=45мм

d2=d1+5=50мм

l2=L2-B-n+Lk+y=(3+8+4+40) -29-7+18+8=45мм

d3=d1+10=55мм

l3=(20…30)+B=26+29=55мм

d4=d3+5=60мм

l4=Lc-2=96-2=94мм

d5=d4+(3…4)C3=60+4∙2=68мм

l5=10мм

d6=55мм

Рис.   Конструкция ведомого вала

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Технологичнее изготавливать шестерню и вал отдельными деталями, но в данном случае мы имеем маленькое расстояние между впадинами зубьев и шпоночным пазом и поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Размеры шестерни и колеса, определенные ранее:

d1= 55,18 мм

da1 = 59,18 мм

b1 = 60 мм

d2 = 224,82 мм

b2 = 56 мм

da2 = 228,82 мм

dк2 = 60 мм

Расчет размеров колеса:

– диаметр ступицы

dcт=1,6 dк2= 1,6 60 = 96 мм

–длина  ступицы

lct= 1,5  dк2 =1,6  60 = 96 мм

– толщина  обода

0 = 3mn = 5 2 = 10 мм

– толщина  диска

C = 0,3 b2 = 0,3 56 = 16,8 мм

принимаем С= 17 мм

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025 aw + 1, где aw - межосевое расстояние редуктора.

= 0,025 140 + 1 = 4,5 мм

принимаем = 8 мм

1= 0,02 aw + 1 =0,02 140+ 1 = 3,8 мм

принимаем 1= 8 мм

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки:

B = 1,5 = 1,5 8 =12 мм

 b1 = 1,51 = 1,5 8 = 12 мм

нижнего пояса  корпуса

р = 2,35 = 2,35  8 = 18,8 мм принимаем р =20 мм

Диаметр болтов:

– фундаментальных

d=(0,03... 0,036) aw + 12 = (0,03... 0,036) 140 + 12 = 16,2 …17,04 мм

принимаем болты с резьбой М20

– крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,7 ...0,75) d1 = (0,7 ...0,75) 20 = 14 … 15 мм

принимаем болты с резьбой  М16

– соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5 0,6) d1 =(0,5 0,6) 20 = 10 … 12 мм

принимаем болты с резьбой  М12.

Первый этап компоновки редуктора

1. Принимаем зазор между торцом шестерни  и внутренней стенкой корпуса

А= 1,2 = 1,2 8 = 9,6 мм

2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=   = 8 мм

3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника  ведущего вала  и внутренней стенкой корпуса А= = 8мм.

В соответствии с рекомендациями  выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии и схему их установки с одной фиксирующей опорой.  Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1= 40мм  и dп2= 55мм   

Согласно табл.  имеем следующие данные:

Условное обозначение подшипника

Размеры, мм

d

D

B

r

dзп

         308

    40

       90

       23

       2.5

      50

311

    55

     120

       29

       3

       66

Выбор муфты для соединения концов валов редуктора и приводного вала конвейера

Муфта, соединяющая быстроходные валы (вал электродвигателя), в целях уменьшения пусковых моментов должна иметь малый момента инерции.

К муфтам, которые соединяют сравнительно тихоходные валы (например редуктор и приводной вал конвейера), не предъявляют повышенных требований в отношении малого момента инерции. В то же время, если исполнительный механизм и привод не располагаются на общей раме, то от муфты требуются сравнительно высокие компенсирующие свойства.

Основной паспортной характеристикой муфты является допускаемый вращающий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту и подбирают стандартные муфты:

ТК ≤ [Т],

где Т – номинальный длительно действующий момент на соединяемых валах, Н·м;

К – коэффициент динамичности нагрузки; для ленточных конвейеров К= 1,25…1,5; цепных, скребковых К=1,5…2,0.

– для цепных муфт:

Fм = 0,2 (2Т 103/dд),

где диаметр делительной окружности

dд = t / sin(180º/z)

здесь t – шаг цепи, z – число зубьев полумуфты

Исходя из требуемых компенсирующих свойств, крутящего момента и частоты вращения выбираем цепную муфту по табл.

– крутящий момент до 1000 Нм

– частота вращения до 780 об/мин

– число зубьев звездочки полумуфты- 12

– допустимое смещение валов до 0,4мм

– допустимое угловое смещение валов до 10

– цепь Пр-  50,8 – 22600 - шаг цепи- t = 50,8 мм

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой Fм , определяемой по формуле:

Fм = 0,2 (2Т 103/dд) = 0,2 2 286 103/ 196 = 583,7 Н

где диаметр делительной окружности:

dд = t/sin(180º/z) = 196 мм

здесь t - шаг цепи – 50,8 мм , z – число зубьев полумуфты – 12

Проверка долговечности подшипника

Определение реакций в опорах ведущего вала

Расчетная схема ведущего вала приведена на рис. 6. Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

Ft=2671 Н

Fr=993.5 Н

Fa=562 Н

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче: Fрп = 789 Н

Из первого этапа компоновки l1 =74 мм, l0 =66 мм

Реакции опор.

Рассматриваем худший вариант, когда Ft  и Fрп направлены в одну сторону:

– в плоскости хz

Rx1 = [Ftl1 + Fрп ∙( l0 +2l1 )]/ 2l1 = [2671 74 + 789 (66 + 274)]/2 74 =2476Н

Rx2=( Ft l1 - Fрпl0 )/ 2l1 =(2671 74 - 789 66) /2 74 =984 Н

Проверка:

Rx1 + Rx2- Ft + Fрп =  2476 + 9842671 - 789 = 0

– в плоскости уz

Ry1= (Fr l1+ Fa d1/2 )/2l1= (993.5 74 + 562 60/2)/274 = 611 Н

Ry2= (Fr l1 – Fa d1 /2 )/2l1=(993.5 74 – 562 60/2)/274 = 383 Н

Проверка:

Ry1 + Ry2 Fr=611 + 383 – 994 = 0

Рис.   Расчетная схема ведущего вала

Суммарные реакции:

Рr1= (Rx12 + Ry12 )1/2 =  

Рr2= (Rx22 + Ry22) 1/2 = 

Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 ; d= 40 мм D= 90 мм

В =27 мм.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ=(ХVPr1 + YPa1 ) KKT,

где Pr1 – радиальная нагрузка, Pr1 = 2550 Н

Pa1 – осевая нагрузка, Pa1 = Fa = 562H

V – коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца V = 1;

K = 1 , KT = 1.

Отношение Faо =

этой величине соответствует

е 0.21 (табл. 2.6).

Отношение Pa1 / Pr1 =

X=0,56 и Y= 1,82  (табл. 2.6).

Эквивалентная нагрузка:

Рэ= (0,56 1 2550 + 1,82 562) 1 1 = 2450.8 Н

Расчетная долговечность:

L= (C/ Рэ) 3= 41 103 / 2.4508  103 = 4682 млн. об.

Расчетная долговечность:

Lh= (L10 6/ 60n1) = 4682 106 / 60∙1600 = 48771 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

Поскольку LE>12500 ч, то подшипник удовлетворяет заданным условиям.

 Определение реакций в опорах ведомого вала

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. Ведомый  вал  несет в зубчатом зацеплении такие  же  нагрузки, как и ведущий:

Ft=2671 Н

Fr=993.5 Н

Fa=562 Н

Из первого этапа компоновки l2  = 74 мм

 l3  = 64 мм

Опорные реакции определяем с учетом этих сил в следующем порядке.

А. Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В вертикальной плоскости:

Rx3= Rx4= Ft /2= 2671 / 2 = 1335.5 Н

В горизонтальной плоскости:

Ry3= (Fr l2 + Fa d1/2 ) / 2l2 = (993.5 74 + 562 228 /2) / 2 74 = 930 Н

Ry4= (Fr l2 Fa d2 /2 )/2l2= (993.5 74 – 562 228/2) / 2 74 = 63.5 Н

Проверка:

Ry1 + Ry2 Fr= 930+63.5 –993.5 = 0

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 3:

Рr3= (Rx32 + Ry32 )1/2 =

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 4:

Рr4= (Rx42 + Ry42) 1/2 =

Б. Определяем опорные реакции вала от консольной силы Fм, вызываемой муфтой.

Из-за неизбежной несносности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой Fм , приложенной к середине посадочной поверхности и определяемой по формуле

Fм=583.7Н

Рис. Расчетная схема ведомого вала


В. Определяем суммарные опорные реакции ведомого вала от нагрузки в зацеплении и муфты.

Рассмотрим худший случай:

Рr1∑= Рr1+ Fм= 2550 + 583.7 = 3133.7Н

Рr2∑= Рr2+ Fм= 1056 + 583.7 =1639.7 Н

Расчет подшипников ведомого вала будем производить по более нагруженной опоре – 1 (Рr1∑=3134Н)

Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии: d = 55 мм

 D = 120 мм

В = 29 мм   С = 82.8 кН  Со = 51.6 кН

Отношение Fa/ Со = 562 / 51600 = 0,011; этой величине соответствует

е =0.175.

Отношение Fa / Pr1∑ = 562 / 3134 = 0,18 >е

следовательно, X=1 Y=0  

Рэ=(ХVPr1 + YPa1 ) KKT = (1 1 3134 + 0) 1 1 = 3134 Н

Долговечность подшипника:

Lh= 106/60n(C/ Рэ) 3= 106/60∙1600(82.8/3.134)3 = 192097ч.

Эквивалентная долговечность подшипника

Поскольку LE>12500 ч, то подшипник удовлетворяет заданным условиям.


Проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок, пазов и длины шпонок определяем по табл.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяются по формуле:

см   2Т / (d (h-t1) (l-b )    см .

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

 см  =100120 МПа.

Ведущий вал

Проверяем  шпонку на конце вала, на котором закреплен шкив ременной передачи.

d = 30 мм b х h = 10 * 8 мм  t1= 5 мм по таб. 1.9;

длина шпонки l = 36 мм, момент на ведущем валу Т1 = 73,7 Нм

см d h-t1l-b=(273,7103)/(30(8–5)(36–10 ))=63МПа< см =120 МПа.

Ведомый вал

Проверяем  шпонку на конце вала, соединенном с муфтой.

 d=45 мм  b х h = 14 * 9 мм t1= 6 мм (табл. 1.9);

длина шпонки l = 56 мм, момент на ведомом валу Т2 = 286 Нм

см  2d ht1lb=(2286103)/(45(9–6)(56–14 ))=100,9 МПа< см =120 МПа

Проверяем  шпонку под зубчатым колесом.

D = 60 мм b х h = 18 *11 мм  t1 = 7,0 мм (табл. 1.9)

длина шпонки l = 80 мм момент на ведомом валу Т2 =286.

см  = 2Т2d ht1lb=(2286103)/(60(11–7)(80–18 ))=38,4МПа< см =120 МПа.

Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов  запаса прочности  S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями S.

Условие прочности соблюдено при S   S = 2,5.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S = -1 / (K/  v +  m ),

где  -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

K – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

 – масштабный фактор для нормальных напряжений;

v – амплитуда цикла нормальных напряжений;

 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, для углеродистых сталей =0,2, для легированных  = 0,25 – 0,30.

m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S= -1/ (K/  v +  m) ,

где  -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

K – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

 – масштабный фактор для касательных напряжений;

v – амплитуда цикла касательных напряжений;

 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла касательных напряжений, = 0,1;

m – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

v =  m =0,5 max = 0,5Т/Wк.

Результирующий коэффициент запаса прочности

S= SS /(S 2  + S2 )1/2 .

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения –по от нулевому (пульсирующему) циклу.

 Расчет ведущего вала

Поскольку  шестерня выполнена заодно с валом, материал вала тот же, что и для шестерни: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение.

При диаметре заготовки меньше 90 мм  среднее значение в=900 МПа (табл. 1.5).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

 -1 = 0,43в =0,43 900 = 387 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

 -1  0,58  -1=0,58 387 = 224,5 МПа.

Сечение А-А

Это сечение при передаче вращающего момента  от электродвигателя  через  муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности:

S = S = -1 / (K /   v +  m ),

где  амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v=m =max/2=T1/2 Wк нетто,

здесь Wк нетто – момент сопротивления сечения кручению.

При d = 30 мм b х h =  8*10 мм t1 = 5 мм

Wк нетто=d 3/ 16 – bt1(d-t1)2  /2 d = 3,14 303 /16 – 10 5(30 – 5)2 / (2 30) = 4,78 103 мм3

v=m =

=0,1

K=2,0  (табл.  2.5),

S = S =  [S]=2,5

Усталая прочность вала обеспечена.

Расчет ведомого вала

Материал вала –сталь 45 нормализованная.

в = 600 МПа   (табл. 1.5).

Пределы выносливости:

-1 =0,43 600=258 МПа,

-1=0,58 258=149.64 МПа.

Сечение А-А

Диаметр вала в этом  сечении  60 мм

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки:  

K=1.8  (табл. 3.5),

K=1.4  (табл. 3.5),

==0.27,

=0,14,

=0,07.

Изгибающий момент:

Рr1∑=3133 Н

М= Rу3 l2  = 3133 74 = 231842 Н мм

Момент сопротивления кручению:

d= 60 мм b=18 мм  t1= 7 мм

Wк нетто=d 3/16 – bt1(dt1)2/2 d =

Момент сопротивления  изгибу:

Wиз нетто=d 3/32 – bt1(dt1)2/2 d=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк нетто=

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

v=MA-A/ Wизг нетто=

 среднее напряжение m=0.

Коэффициенты запаса прочности:

S=

S=

.

Результирующий коэффициент запаса прочности  для  сечения  А-А:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2    =

Сечение  К-К

Концентрация  напряжений  обусловлена  посадкой  подшипника  с  гарантированным натягом (для диаметра вала Ф55):

==0.27,

=0,14,

=0,07

K =3,0 (табл. 7.5),

=0,15

=0,1.

Изгибающий  момент:

М4  = Fм l3= 583.7  64 = 37312 Н мм

Осевой  момент  сопротивления:

W=d 3/32= 3,14  553 / 32 =16325  мм3

Амплитуда  нормальных  напряжений:

v=max=M4/ W=

m=0.

Полярный  момент  сопротивления кручению:

Wк= 2W=2∙16325 = 32650∙103 мм3

Амплитуда  и  среднее  напряжение  цикла  касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк =

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m ) =

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ (K/  v +  m) =

Результирующий  коэффициент  запаса  прочности для  сечения  К-К:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =

Сечение  Л-Л

Концентрация напряжения обусловлена переходом от  к.

При D/d = 55/50=1,09 r/d = 2,25/55 = 0,03

K= 1,8 K= 1,55   (табл. 2.5),

= 0,69  = 0,69.

Крутящий момент тот же, что и в сечении К-К.

Изгибающий момент:

МL-L= Fм · XL-L = 583.7∙65 = 37940.5 Нм

Осевой момент сопротивления:

W=d3 /32= 3,14  503 / 32 = 12265.6  мм3

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

v=мах= МL-L/ W=37940.5 / 12265.6 = 3.1 МПа

Полярный момент сопротивления при кручении:

Wк= 2W= 2∙12265.6 = 24531.2 мм3

Амплитуда  и  среднее  напряжение  цикла  касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк = 286 / 2∙24531.2 = 5.83 МПа

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m )=

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ ((K/ ) v +  m) =

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений Л-Л:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =

Сечение  Б-Б

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки:

K=1,8 (табл. 3.5);

=0.7  

 K= 1,4 (табл. 3.5),

 =0,7.

Изгибающий момент (XБ-Б =30 мм).

МБ-Б = Fм · XБ-Б =583.7∙30 = 17511 Нмм

Момент сопротивления  сечения нетто при b = 14 мм  t1 = 6 мм

Wизг нетто = 3,14 453 / 32  – 14∙6 (45 – 6)2 / 2∙45 =7522.04 мм3

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

vБ-Б/ Wизг нетто = 17511/7522 = 2,3 МПа

Момент сопротивления кручению сечения  нетто:

Wк нетто=3,14 453 / 16  – 14∙ 6 (45 – 6)2 / 2∙45 = 16463.7 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

= m= 286 / 2∙16463.7 = 8.68 МПа

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m )=

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ (K/  v +  m) S=

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений Б-Б:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =11.5

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение

А-А

К-К

Л-Л

Б-Б

Коэффициенты запаса

2.8

14.9

10.1

11.5

Во всех сечениях S> S= 2,5.

Посадки зубчатого колеса, шкива, полумуфты, подшипников

В соответствии с рекомендациями назначаем:

– посадку зубчатого колеса на вал Н7/p6;

– посадку шкива на вал Н7/h6;

– посадку полумуфты на вал Н7/p6.

В редукторе используем подшипники класса точности 0. Предельные отклонения размеров посадочных поверхностей подшипников регламентированы ГОСТ 520-89. Посадки подшипников отличаются от обычных расположением и величинами полей допусков на посадочные поверхности колец.

С учетом вида нагружения колец назначаем следующие посадки:

Наружные кольца подшипников качения в корпусе

H7/l0

Внутренние кольца подшипников качения на валу

L0/k6

Смазочные системы и устройства. Выбор сорта масла

Для смазки зубчатых колес выбираем способ смазывания погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер редуктора. Данный способ используют при окружных скоростях менее 15 м/с.Уровень масла в картере редуктора должен обеспечить погружение венца колеса на глубину до двух высот зубьев, но не менее 10 мм.

Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющейся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса. Для одноступенчатых цилиндрических редукторов объем масляной ванны рекомендуется принимать таким, чтобы на 1 кВт мощности приходилось  0,35…0,7 л масла. Учитывая, что длина масляной ванны 420 мм, ширина 170 мм, а количество масла при мощности 12 кВт должно быть 4.2…8.4 л, глубина масляной ванны должна быть  20…40 мм.

В спроектированном редукторе доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен и смазку подшипников масляными брызгами осуществить нельзя. Поэтому полость подшипника отделяем от внутренней части корпуса мазеудерживающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняем на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи в подшипниковую полость смазочного материала без снятия крышки используем пресс- масленки.

Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора используем жезловый маслоуказатель.

Во время работы в связи с нагревом воздуха и масла повышается давление внутри редуктора. Это приводит к выбрасыванию масляного тумана из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушины в верхней части корпуса.

При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не производить разборку механизмов привода. Для этой цели в нижней части корпуса редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое  пробкой.

В соответствии с рекомендациями для имеющих место в нашем случае контактных напряжениях    н =209 МПа и скорости V= 4.26 мс.

рекомендуемая вязкость масла 28·10-6м2/с. Принимаем масло индустриальное

ИГА-32 по таб. 4.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

38676. Построение структурной модели Софроницкого месторождения с использованием 3D моделирования 4.42 MB
  Литологостратиграфическая характеристика Геологический разрез Софроницкого месторождения Забродовской площади изучен по данным структурных поисковых и разведочных скважин до глубины 1780 м скважина №252 и представлен от четвертичных отложений до турнейских отложений. на структуре пробурено 4 скважины до отложений турнейского яруса: поисковые 229; разведочные 230 238 252. Максимально вскрытая глубина 1790 м скв. Все скважины в консервации.
38678. Использование лекарственных растений в производстве макаронных изделий 1.43 MB
  Целью данной работы явилось изучение возможности использования лекарственного растительного сырья как источника биологически активных пищевых веществ (БАВ) при производстве макаронных изделий диетического назначения. В связи с этим изучено влияние сборов лекарственных растений на свойства клейковины и крахмала пшеничной муки, реологические показатели макаронного теста, качество готовых макаронных изделий
38679. АСПЕКТЫ ПСИХИЧЕСКОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ ГЕОМЕТРИИ ФОРМЫ ПРОСТРАНСТВА ИНТЕРЬЕРА НА ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТЬ ЧЕЛОВЕКА 638 KB
  Стремления заказчиков архитектурных объектов к упрощению формы к ее удешевлению как постройки приводят к общему упадку архитектуры как духовной среды. Но пока осталась в большей степени за кадром тема взаимодействия человека и архитектурной формы как геометрического объема. Тем не менее знания о воздействии архитектурной формы в особенности же архитектурнопространственной формы как интерьерного пространства где современный человек проводит большую часть своего времени на его внутренний мир его психическое состояние очень важны для...
38680. ДЕФОРМАЦИЯ ТОНКОЛИСТОВЫХ ДЕТАЛЕЙ В ПРОЦЕССЕ ЛАЗЕРНОЙ РЕЗКИ 3.88 MB
  ТЕХНОЛОГИИ РАЗМЕРНОЙ ЛАЗЕРНОЙ ОБРАБОТКИ. Физические основы лазерной обработки. Физическая модель лазерной обработки. Физические явления ограничивающие качество лазерной обработки.
38681. Социально – психологические факторы формирования профессиональной установки молодежи на ССУЗ технического профиля 742.5 KB
  Влияние престижа профессии на установки молодежи. Основные направления ориентации на рабочие профессии. Все чаще при выборе профессии заметную роль играют: желание завоевать определенное социальное положение и мотив материальной заинтересованности. намерения значительной части выпускников школ недостаточно соотносятся с потребностью общества в квалифицированных рабочих в следствие чего неудовлетворенность выбором профессии смена профессии текучесть кадров молодых рабочих.
38682. Программа повышения конкурентоспособности на примере одного из молочных предприятий края Закрытого акционерного общества «Вемол» 855.5 KB
  В настоящее время все большее количество исследователей уделяют внимание вопросам изучения конкурентоспособности продукции отдельных компаний городов регионов стран технологий работников и даже научнометодических документов и нормативных актов. Конкуренция: вынуждает производителей реагировать на изменение предпочтений потребителей а также на изменения макроэкономического характера; вынуждает производителей постоянно искать и находить новые виды товаров и услуг которые нужны потребителям и могут лучшим образом удовлетворить их...
38683. Как писать диссертацию 141.5 KB
  Магистерская диссертация после защиты которой студенту присваивается квалификация магистр сельского хозяйства должна не только выявить уровень знаний выпускника но и определить его способность к владению навыками самостоятельной научноисследовательской работы умение формулировать и решать научные задачи выбирать методы исследования обрабатывать полученные данные вести библиографическую работу представлять научную продукцию в форме отчетов статей анализировать технологии производства и разрабатывать модели устойчивого развития...
38684. ИССЛЕДОВАНИЕ Я-КОНЦЕПЦИИ УЧАЩИХСЯ ПОДРОСТКОВОГО ВОЗРАСТА КАК СРЕДСТВА КАЧЕСТВЕННОЙ ОЦЕНКИ ОБРАЗОВАТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ 182 KB
  Штейнера в образовательном процессе; важностью формирования Яконцепции для регуляции всех форм активности организации поведения коммуникации деятельности включая познавательную деятельность; проблемой зависимости содержания Яконцепции учащихся подросткового периода взросления от принципов построения школьного обучения и воспитания; отсутствием экспериментальных исследований направленных на выявление характера связи между различными образами Я в единой структуре Яконцепции. В качестве основания оценивания работы образовательной системы...