Разработка редуктора для привода ленточного конвейера
Введение
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей
народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины.
На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и
автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве,
сельском хозяйстве, на транспорте.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени
разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности -
основные задачи инженера-конструктора.
В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода
ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности,
долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.
Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной
расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной
муфты.
Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и
сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников
на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать
соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.
Дано:
. Окружная сила на барабане привода ленточного конвейера:
Fраб
= 7.5 кН
. Скорость движения ленты:
Vраб
= 0,5 м/с
. Диаметр барабана:
D
б = 300 мм
. Длина барабана:
В б = 500 мм
Срок службы 5 лет
Кг = 0,7, Кс
= 0,5
График загрузки:
1. Потребляемая мощность привода.
Рвых = Fраб × Vраб = 7,5 кН × 0,5 м/с =3,75 кВт
. Общий КПД привода:
hо =hрем × hред × hв=
0,95 × 0,962 × 0.99=0,86
Принимаем hрем = 0,95; hред=0,96; hв=0.99
3. Потребная
мощность электродвигателя:
Принимаем
Рэ.потр. = 4 кВт
.
Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]): двигатель
4А112МВ6У3
Р
= 4 кВт;
nс = 1000 об/мин;
S = 5,1%
.
Определение частоты вращения барабана транспортера:
.
Определение и разбивка общего передаточного отношения:
И
= n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458
Ирем.
= 2
Иред.
= И / Ирем = 30,458 / 2 = 15,23; Ит=3,15; Иб=5,6
.
Определение частоты вращения валов привода: n1 = 970 об/мин
.
Определение крутящих моментов:
редуктор вал подшипник прокладка
9.
Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:
10.
Время работы:
tS = L × 365 × Кг × 24 × Кс = 5 × 365 × 0,7 × 24 × 0,5 = 15330 ч.
.
Расчет клиноременной передачи:
По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень
сечения А, данные из табл.7.7 [1].
|
lр
|
W
|
T0
|
площадь сечения А
|
L
|
масса 1 м длины
|
А
|
11
|
13
|
8
|
81 мм2
|
560…4000
|
0,10 кг
|
Ртр = 4 кВт
n1 = 970 об/мин
n2 = 485 об/мин
Т1 = 40 Н × м
Т2 = 79 Н × м
) Вращающий момент:
2)
Диаметр меньшего шкива:
Примем
d1 = 125
мм. (по ГОСТ 17383-73)
)
Диаметр большего шкива:
d2 = d1 × Ирем × (1-e) = 125 × 2 × (1-0,01)= 247.5 мм
Примем
d2 = 250
мм. (по ГОСТ 17383-73)
)
Уточняем передаточное отношение:
5)
Межосевое расстояние:
а
min =
0,55 × (d1 + d2) + Т0 = 0,55 × (125 + 250) + 8 = 214,25 мм
а
max =
d1 + d2 = 125 + 250 = 375 мм
6)
Длина ремня:
Принимаем:
Lр = 1400
мм.
)
Уточняем межосевое расстояние:
, где
w = 0,5 × p × (d1 + d2) = 0,5 × 3,14 × (125 + 250) = 588,75 мм
у
= (d2 - d1)2 = (250 -125)2 = 15625 мм2
Принимаем
а = 400 мм.
)
Угол обхвата:
9)
Число ремней:
Р0
- мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);
CL -
коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);
Ср
- коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Сz-
коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Сa - коэффициент угла обхвата = 0,95
)
Натяжение одной ветви ремня:
,
где
Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
)
Сила, действующая на вал:
12)
Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):
Так
как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы
увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра.
d1=250 мм, d2= d1Ирем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.
Ориентировочно
можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс
возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:
, т.е.
составляет Н= 282 64=18048
)
Уточняем передаточное отношение:
5)
Межосевое расстояние:
а
min =
0,55 × (d1 + d2) + Т0 = 0,55 × (250 + 500) + 8 = 420,5 мм
а
max =
d1 + d2 = 250 + 500 = 750 мм
6)
Длина ремня:
Принимаем:
Lр = 2500
мм
)
Уточняем межосевое расстояние:
, где
w = 0,5 × p × (d1 + d2) = 0,5 × 3,14 × (250 + 500) = 1177,5 мм
у
= (d2 - d1)2 = (500 -250)2 = 62500 мм2
Принимаем
а = 650 мм
)
Угол обхвата:
9)
Число ремней:
Р0
- мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);
CL -
коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);
Ср
- коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Сz-
коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Сa - коэффициент угла обхвата = 0,95
)
Натяжение одной ветви ремня:
,
где
Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
)
Сила, действующая на вал:
12)
Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):
Приняли
4 ремня.
Ремень
А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80, шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V £ 30 м/с (V = 9м/c).
Dнаруж. = dp + 2 h0
Примем
шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.
Параметры
шкивов (стр.286, [3]):
dp =
250 dp = 500
lp = 11,0 lp = 11,00
= 3,3 h0 = 3,3= 8,7 h = 8,7
е = 15, е = 15,0 = 10, f = 10,0
a = 38° a = 38°
r = 1 мм r = 1
мм
Ширина
шкива (стр. 287, [3]):
Вш
= (z - 1) × e + 2
× f = 3 × 15 + 2 × 10,0 = 65 мм
Толщина
обода:
dчуг. = (1,1…1,3) × h =
9,57 ¸ 11,31 » 10 мм
Толщина
диска:
С
= (1,2…1,3) × d = 9,6 ¸ 10,4 = 10 мм
Диаметр
ступицы: dст. =
(1,8…2) × d,
где d -
диаметр вала.
dст.1 = 2 × 28 = 56 мм
dст.2 = 2 × 32 = 64 мм
Длина
ступицы: lст. =
(1,5…2) * d,
lст.1 = (1,5…2) × d =
42…112 мм примем lст.1 = 110
мм
lст.2 = (1,5…2) × d =
96…128 мм примем lст.1 = 110
мм
Число
спиц для шкивов с D ³ 350 мм
принимаем
z = 4
Ширина
спицы
,
где Т
- передаваемый шкивом крутящий момент:
[s]F = 30 Н/мм2 - для чугунных шкивов
Толщина
спицы а = (0,4…0,5) × h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм
Для
эллиптического сечения
а1
= 0,8 × а = 0,8 × 4 = 3,6
h1 = 0,8 × h = 0,8 × 8,7 = 6,96
Меньший
шкив примем:
Шкив
Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75
l = 90 L =
50
Вш
= 65 мм
Dнаруж. = 256,6 мм
Большой
шкив примем:
Шкив
Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75
l = 90
L = 50
Вш = 65 мм
Dнаруж. = 566,6 мм
. Расчет на контактную выносливость.
Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную
выносливость
Рекомендуемые сочетания твердостей зубьев
Шестерня зубчатое колесо
Hb 320 hb 25046 hb 29062 hrc 45
645.4545288085938
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа
.1818237304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа
.6363525390625
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа
.9077758789062
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа
.9091186523438
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа
.4176025390625
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа
.371948242188
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа
.8224487304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа
.637451171875
Тихоходная
ступень редуктора
1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа
Межосевое расстояние a= 250 мм
Модуль нормальный mn= 4 мм
Число зубьев шестерни z1= 29
Число зубьев колеса z2= 93
Делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм
Диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм
Ширина венца шестерни b1= 84.75 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mм
Угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад
Коэффициент смещения исходного контура x= 0
Окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h
Распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h
Осевая сила в
зацеплении fa= 1621.640869140625 h
2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа
Межосевое расстояние a= 200 мм
Модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм
Число зубьев шестерни z1= 30
Число зубьев колеса z2= 94
Делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм
Диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм
Ширина венца шестерни b1= 69 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mм
Угол наклона зубьев b3= 2172214984893799 рад
Коэффициент смещения исходного контура x= 0
Окружная сила в зацеплении ft = 9135.5029296875 h
Распорная сила в зацеплении f r= 3325.322998046875 h
Осевая сила в зацеплении fa = 2016.240112304688 h
3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПа
Межосевое расстояние a = 140 мм
Модуль нормальный mn = 2.5 мм
Число зубьев шестерни z1= 27
Число зубьев колеса z2= 83
Делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм
Диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм
Ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mм
Угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 13111.583984375 h
Распорная сила в зацеплении fr = 4772.61669921875 h
Осевая сила в зацеплении fa = 2511.61962890625 h
Быстроходная
ступень
1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа
Межосевое расстояние a = 180 мм
Модуль нормальный mn = 3.150000095367432 мм
Число зубьев шестерни z1 = 17
Число зубьев колеса z2= 95
Делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм
Диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм
Ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм
Угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 2888.81396484375 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1051.5283203125 h
Осевая сила в
зацеплении fa = 586.598388671875 h
2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа
Межосевое расстояние a = 140 мм
Модуль нормальный mn = 2.5 мм
Число зубьев шестерни z1= 17
Число зубьев колеса z2= 93
Делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм
Диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм
Ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм
Угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 3726.3134765625 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1356.378051757812 h
Осевая сила в зацеплении fa = 713.8025512695312 h
3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПа
Межосевое расстояние a = 100 мм
Модуль нормальный mn = 2 мм
Число зубьев шестерни z1= 15
Число зубьев колеса z2= 83
Делительный диаметр шестерни d1= 30.61224365234375 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 35.08283233642578 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3877563476562 мм
Диаметр выступов колеса da2= 172.9171752929688 мм
Ширина венца шестерни b1= 37.5 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм
Угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = .1176470592617989
Окружная сила в зацеплении ft = 5207.6962890625 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1895.601440429688 h
Осевая сила в зацеплении fa = 1057.46728515625 h
. Диаметры валов (стр.43 [3])
а) тихоходный вал
Принимаем
68 мм
Принимаем
78мм
Принимаем
88 мм, dв ³ dn
б)
промежуточный вал
Принимаем
55 мм
Принимаем
45 мм
Принимаем 63
мм
Принимаем 55 мм, dк ³ dn; dБП £ dк
в) быстроходный вал
Принимаем
30 мм, dп = 38 мм
Принимаем 42
мм.
14. Проектировочный расчет валов.
а) быстроходный вал
MxA = -Ft1
× в + хB × (в + с) = 0,
хB = (Ft1
× в) / (в + с) = (2794,69 × 215) / (215 + 77) = 2057,73Н
xA - Ft1 + xв = 0
хА = Ft1
- xв = 2794,69 - 2057,73 = 736,96 Н
МА = (Fa1
× d) / 2 = (535,34 × 0,048) / 2 = 12,85 Н×м
MyA = МА - Ft1
× в + Ув × (в + с) - SA = 0
где SA = 456 Н
B
= (Fr1 × в - МА + SA) / (в + c)] =
= (1017,27 × 0,215 - 12,85 + 456) / 0,292 = 750,5 Н
УА - Fr1
+ Ув + SA = 0
УА = Fr1
- Ув - SA =
1017,27 - 750,5 - 456 = -189,23 Н
I уч.
0 £ х1 £ а
MUx1
= 0
MUy1
- SА × х1 = 0
MUx1
= S × x1 = 456 × 0 = 0
× 0,247 = 112,63 Н×м
II уч.
0 £ х2 £ в
736,96 × 0,215 =
158,39 Н×м
MUy2
- yА × x2 - SА × (а + х2) = 0
MUy2
= -189,23 × 0 + 456 × (0,247 + 0) = 112,63 Н×м
-189,23 * 0,215 + 456 * (0,247 + 0,215) = 169,98Н*м
III
уч. 0 £ х3 £ c
MUx3
+ xB × x3 = 0
MUx3
= 2057,73 × 0 = 0
,73 × 0,077 =
158,45 Н×м
MUy3
+ yB × x3 = 0
MUy3
= 750,5 × 0 = 0
,5 × 0,077 =
57,79 Н×м
б)
промежуточный вал.
MxA =
-хB × (а + в + с) - Ft2 × (a + в) - Ft3 × a = 0
хB
= - (Ft2 × (a + в) + Ft3 × a) / (а + в + с) = - (7604,2 × 0,219 + 2794,69 × 0,1) / 0,3 =
- 6482,78 Н
хА
+ Ft3 + Ft2 + хв
= 0
хА
= -Ft3 - Ft2 - хв
= -7604,2 - 2767,93 + 6482,78 = -3889,35 Н
МА2
= (Fa2 × d) / 2 = (535,34 × 0,241) / 2 =
64,5 Н*м
МА3
= (Fa3 × d) / 2 = (1544,1 × 0,093) / 2 =
71,8 Н*м
MyA =
МА2 + МА3 + yB (а + в + c) - Fr3 × a + Fr2 × (а + в) = 0
yB =
(Fr3 × a - Fr2 × (а + в) - М3 - М2) / (а + в + c) =
(1017,27 × 0,1 - 2767,93 × 0,219 - 64,5
- 71,8) / 0,3 = -640,75 Н
уА
- Fr3 + Fr2 + Ув
= 0
уА
= Fr3 - Fr2 - Ув
= 2767,93 - 1017,27 + 640,75 = 2391,41 Н
I уч. 0 £ х1 £ а
MUx1 - xa × x1 = 0
MUx1 = xa × x1 =-3889,35 × 0 = 0
,35 × 0,1 = -388,94
Uy1 - yA × x1 = 0Uy1 = yA × x1 = 2391,41 × 0 = 0
,41
× 0,1 = 239,14
II уч. 0 £ х2 £ в
MUx2 - xА (а × x2) - Ft3 × x2 = 0
MUx2 =-3889,35 × (0,1 + 0) +
7604,2 × 0 = -388,94
,35
× (0,1+ 0,119) +7604,2 × 0,119
=53,13
MUy2 - yА (а × x2) + Fr3 × х2 + М3 = 0
MUy2 = 2391,41 × (0,1 + 0) -
2767,93 × 0 - 71,8 =167,34
,41
× (0,1 + 0,119) - 2767,93 × 0,119 - 71,8 = 122,54
III уч. 0 £ х3 £ c
MUx3 + xB × x3 = 0
MUx3 = -6482,78 × 0 = 0
-6482,78 ×
0,081 = -525,1
MUy3 + yB × x3 = 0
Uy3 =-640,75 × 0 = 0
-640,75
× 0,081 = -51,9
,63
× 0,059 = 200,99
II уч. 0 £ х2 £ в
MUx2 - xА (а × x2) - Ft3 × x2 = 0
MUx2 = -8576,1 × (0,059 + 0) +
11041,94 × 0 = -505,99
,1
× (0,059 + 0,0585) + 11041,94 × 0,0585 = -361,74
MUy2 - yА (а × x2) + Fr3 × х2 + М3 = 0
MUy2 = 3406,63 × (0,059 + 0) -
4019,26 × 0 - 118,19 = 82,8
,63
× (0,059 + 0,0585) - 4019,26 × 0,0585 - 118,19 = 46,96
III уч. 0 £ х3 £ c
MUx3 + xB × x3 = 0
MUx3 = -7307,8 × 0 = 0
,8 × 0,0495 =
-361,74
MUy3 + yB × x3 = 0
Uy3 = -1149,84 × 0 = 0
-1149,84
× 0,0495 = -56,9
в)
тихоходный вал.
MxA =
хB × (а + в) - Ft4 × a = 0
хB
= (Ft4 × a) / (а + в) = (7604,2× 0,11)
/ 0,33 = 2534,73 Н
хА
- Ft4 + хв
= 0
ха
= Ft4 - хв
=7604,2 - 2534,73 = 5069,47 Н
МА4
= (FA4 × d) / 2 = (1544,1× 0,2795) / 2 =
215,79 Н*м
MyA =
yB × (а + в) + Fr4 × а + МА4 = 0B
= - (Fr4×а + МА4)
/ (а + в) = - (2767,93× 0,11 +215,79) / 0,33 = -1576,55Н
yA + Fr4 + ув
= 0
уА
= -Fr4 - ув
= -2767,93+1576,55 = -1191,38 Н
I уч. 0 £ х1 £ а
MUx1 - xa × x1 = 0Ux1 = xa × x1 = 5069,47 × 0 = 0
5069,47 ×
0,11 = 557,64
Uy1 - yA × x1 = 0Uy1 = yA
× x1 = -1191,38 × 0 = 0
-1191,38
× 0,11 = -131,05
II уч. 0 £ х2 £ в
MUx2 = xв × x2 =
2534,73 × 0 = 0
,73
× 0,21 = 532,29
MUy2 = yв × x2 =
-1576,55 × 0 = 0
,55
× 0,21 = -331,09
.
Проверка валов на прочность.
а)
быстроходный вал:
Запас
прочности должен составлять ³ 2,5…3.
Выберем
Ст. 45.
По
табл. 14.2 стр. 426 [4]:
НВ
270
sв = 870 МПа sт = 640 МПа s-1 = 370 МПа fs = 0,1
t = 380 МПа t-1 = 220
МПа ft = 0,05
Опасным
сечение является то сечение, где действует Миmax.
Миmax = 232,34 Н×м
b - коэфф.,
учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])
es и et - масштабные факторы:
es =0,79 et = 0,675 (табл. 11.6 [4])
Кs и Кt - коэф.
концентрации:
Кs = 2, Кt = 2,1 (для
валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение
изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113
[5])
sа = s sm = 0
Для
вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения
изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 18760 мм3; Wp =
40000 мм3;
в
´ h 18 ´ 11 (шпонка) (табл. 5.9
[5])
Считаем
коэффициент запаса прочности:
Общий
коэффициент запаса прочности:
Прочность
обеспечена.
б)
промежуточный вал:
Запас
прочности должен составлять ³ 2,5…3.
Выберем
Ст. 45.
По
табл. 14.2 стр. 426 [4]:
НВ
270
sв = 870 МПа sт = 640 МПа s-1 = 370 МПа fs = 0,1
t = 380 МПа t-1 = 220
МПа ft = 0,05
Опасным
сечение является то сечение, где действует Миmax (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого
момента и большей ширины).
Миmax = 534,43 Н×м
b - коэфф.,
учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])
es и et - масштабные факторы:
es =0,805 et = 0,69 (табл. 11.6 [4])
Кs и Кt - коэф.
концентрации:
Кs = 2, Кt = 2,1 (для
валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение
изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113
[5])
sа = s sm = 0
Для
вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения
изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 14510 мм3; Wp
=30800 мм3;
в
´ h 16 ´ 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])
тогда
Считаем
коэффициент запаса прочности:
Общий
коэффициент запаса прочности:
Прочность
обеспечена.
в)
тихоходный вал:
Запас
прочности должен составлять ³ 2,5…3.
Выберем
Ст. 40Х.
По
табл. 14.2 стр. 426 [4]:
НВ
270
sв = 880 МПа sт = 740 МПа s-1 = 400 МПа fs = 0,1
t = 440 МПа t-1 = 230
МПа ft = 0,05
Опасным
сечение является то сечение, где действует Миmax.
Миmax = 626,86 Н×м
b - коэфф.,
учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])
es и et - масштабные факторы:
es =0,72 et = 0,61 (табл. 11.6 [4])
Кs и Кt - коэф.
концентрации:
Кs = 2, Кt = 2,1 (для
валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение
изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113
[5])
sа = s sm = 0
Для
вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются
по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 64698,75 мм3; Wp =
137598,75 мм3;
в
´ h 25 ´ 14 (шпонка),
тогда
Считаем
коэффициент запаса прочности:
Общий
коэффициент запаса прочности:
Прочность
обеспечена.
.
Выбор типа подшипников
Для
опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые
радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые
радиальные однорядные.
а)
быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75.
б)
промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.
в)
тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 - 75.
.
Проверка выбора подшипников
а)
подшипник 307
d =35 мм; D =
80 мм; В = 21; r = 2,5; Сr =
33,2кН; С0r = 18 кН
хА
= 736,96 Н; уА = -189,23 Н;
хв
= 2057,73 Н; ув = 750,5 Н.
FA =
535,34 Н
n = 485 об/мин
(табл.
9.18 [1])
для
1 опоры:
(табл.
9.18 [1]),
где
V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х ×V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,
где Кт
= 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 × 0,56 × 2185,72 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 2995,21 H
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
,
где
С - динамическая грузоподъемность,
Р
- эквивалентная нагрузка,
р
- показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
для
2 опоры:
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,
где Кт
= 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 × 0,56 × 773,99 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 1888,4 H
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
Следовательно,
окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. (вывод)
б)
подшипник 309
d = 45 мм; D =
100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 кН; С0 = 30 кН
хА
= -3889,35 Н; уА = 2391,41Н;
хв
= -6482,78 Н; ув = -640,75 Н.
FA = Fa3 - Fa2 = 1544,1
- 535,34 = 1008,76 Н
n = 86,61 об/мин
(табл.
9.18 [1])
для
1 опоры:
(табл.
9.18 [1]),
где
V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = Fr1 × V × Кб
× Кт,
где
Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 7559,99 × 1 × 1 × 1,4 = 10583,986
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
,
где
С - динамическая грузоподъемность,
Р
- эквивалентная нагрузка,
р
- показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
для
2 опоры:
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = Fr1 × V × Кб
× Кт,
где Кт
= 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 2475,76× 1,4 × 1 × 1 = 3466,06 H
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
в)
подшипник 315
d = 75 мм; D =
160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 кН; С0 = 72,5 кН
хА
= 5069,47 Н; уА = -1191,38 Н;
хв
= 2534,73Н; ув = -1576,55 Н.
FA =
1544,1Н
n = 27,6 об/мин
(табл.
9.18 [1])
для
1 опоры:
(табл.
9.18 [1]),
где
V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,
где Кт
= 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 × 0,56 × 5667,84 + 1,71 ×1544,1) × 1,4 = 8140,16
H
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
для
2 опоры:
Эквивалентная
динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,
где Кт
= 1 (т. к. t < 100°)
Кб
= 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 × 0,56 × 1976,08 + 1,71 × 1544,1) × 1,4 = 5245,82
H
Определим
номинальную долговечность (ресурс):
.
Расчет муфты.
Тр
= Тн × К,
где
Тн - номинальный крутящий момент = 1385 Н×м
К
- коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода
К
= 1,5…2
Тр
= 1385 × 1,5 = 2077,5Н×м
Примем
предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей
способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой
эксплуатации. (стр. 272 [2]).
Определяем
число пар трения:
, где
Dн - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;
Dв - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2
мм;
Dср - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;
[р]
- допускаемое давление на трущихся поверхностях;
f0 - коэффициент трения покоя;
Выбираем
сталь по дискам из порошковых материалов:
[р]
= 0,25 f0 = 0,3
Сила
сжатия пружины:
Для
пружины выбираем легированную сталь 60С2.
Определение
усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:
-
число пружин
Определение
силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:
Из
характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при
возрастании силы от до ,
определяем из подобия:
;
Так
как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна
превышать при зазоре между витками
Выбираем
для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по
ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим:
Задавшись
индексом пружины и вычислив коэффициент:
,находим
диаметр проволоки:
Принимаем
Определяем осадку пружины под действием силы F:
, где
z - число рабочих
витков пружины = 3
G - модуль
сдвига = 8 × 104 МПа
Шаг
пружины в свободном состоянии:
,
где
sp - зазор = 0,1 × d = 1
мм
Полное
число витков:
z1 = z + 1,5 = 3 + 1,5 = 4,5 мм
Высота
пружины при полном ее сжатии:
Н3
= (z1 - 0,5) × d = (4,5 - 0,5) × 10 = 40 мм
Высота
пружины в сводном состоянии:
Н0
= Н3 + z × (t - d) =
40 + 3 × (21 - 10) = 73 мм
Длина
заготовки проволоки для пружины:
.
.
Расчет болтов
Рвых
= Рэд × h0 = 4 × 0,86 = 3,44 кВт
Определение
нагрузки, действующей на болт:
Fn = Fц × sin45 = 131,8×
sin45 = 85,59 Нсд = Fц × cos45 = 131,8 ×
cos45 = 100,22 Н
Моп
= Тзв + Fсд × 0,216 + Fсд × 0,122 = 943,73 Н
Определяем
усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:
, где
Определяем
силы затяжки из условия нераскрытия стыка:
F1max = F1мом + Fa1
Fa1 - осевая сила, действующая на один болт:
F1max = 15867,6 + 4488,5 = 20356,1 Н
Fз.нс = к × F1max × (1 - c) = 1,4 × 20356,1 × (1 - 0,2) =
22798,8 Н
c = 0,2
FSрасч = 1,4 × Fз.сд + F1max × c = 1,4 × 27436,23 + 20356,1 × 0,2 =
42481,9 Н
[sр] =
116 МПа
Выбираем
d = 20 мм
Список
литературы
1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей
машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988.
- 416 с., ил.
2. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А. Ряховский
. Справочник по муфтам. Л., "Машинострое-
. ние" (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с.
. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое
проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш.
шк.. 1990. - 399 с., ил.
. Чернавский С.А. Проектирование механических
передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. -
560 с., ил.
. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для
машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под
ред. д-ра техн. наук проф.
. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.:
Машино-
. строение, 1979. -367 с., ил.