Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчётная часть

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Определяем общий КПД привода, з_общ, по формуле

= , (1)

где - потери в зубчатой передаче ; [1].

- потери в одной паре подшипников ; [1].

- потери в ремённой передаче; [1].

- потери в муфте; [1].

=0,97•0,99²•0,95•0,98=0,88

Определяем требуемую мощность двигателя, Р_тр, кВт, по формуле

Р_тр = (2)

где Р₃- мощность на ведомом валу редуктора, кВт; Р₃= 5,5кВт.

Р_тр=кВт

По требуемой мощности Р_тр=6,25 кВт и синхронной частоте вращения n_сх =1000 об/мин из каталога электродвигателей ГОСТ 19523 - 81 [1] выбираем двигатель 132М6 с мощностью Р_дв=7,5 кВт и скольжением s=3,2%.

Вычисляем число оборотов вала двигателя, n_дв, об/мин по формуле

n_дв = n_сх - (3)



где n_сх - синхронная частота вращения электродвигателя, n_сх =1000об/мин

s - скольжение; s=3,2%.

n_дв =1000-об/мин

Общее передаточное число привода

u_общ = (4)

u_общ =

Передаточное число зубчатой передачи принимаем u_зуб =3,15. Передаточное число ремённой передачи u_рем вычисляем по формуле

u_рем = (5)

u_рем =

Определяем частоту вращения валов привода:

-входного вала привода

n₁= n_дв =968об/мин

- ведущего вала редуктора n₂

n₂ = (6)

n₂ =об/мин



- ведомого вала редуктора n₃

n₃ = (7)

n₃=об/мин

Угловые скорости валов привода

-входного вала привода, , рад/с

=

=рад/с

- ведущего вала редуктора,, рад/с

=

=рад/с

- ведомого вала редуктора , рад/с

₃ =

=рад/с

Вычисляем вращающие моменты на валах привода

-входного вала привода, Т₁, Нм



Т₁ = (8)

Т₁ = Нм

- ведущего вала редуктора, Т₂, Нм

Т₂ = (9)

Т₂ = 61,69•5,680,95=319,38Нм

- ведомого вала редуктора Т₃,Нм

Т₃ = (10)

Т₃ = 319,38•3,15•0,97•0,99²•0,98=956,34Нм

1.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для зубчатых колес материал со средними механическими характеристиками - сталь 45 с твердостью НВ < 230, термообработка - улучшение. Для улучшения прирабатываемости колес принимаем твердость по Бринеллю для шестерни HB₁ = 260, для колеса HB₂ = 230 [2]. Предел прочности материала колес , предел текучести [2].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни[_н1] и колеса [_н2] ,МПа определим по формулам



[_н1] = , [_н2] = , (11)

где [S_Н] - коэффициент безопасности . [S_Н] =1,1

K_HL -коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового. При длительной эксплуатации редуктора K_HL= 1

предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа, определяется по соотношениям

, , (12)

где НВ₁ - твёрдость шестерни; НВ₁ 260

НВ₁ - твёрдость колеса; НВ₂ 230

Вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни,[_н1], и колеса, [_н2] ,МПа, по формулам 11

[_н1] =

[_н2] =

Расчётное допускаемое контактное напряжение[_н] , МПа, определяем по формуле

[_н] =0,45 ( [_н1] + [_н2] ) , (13)

[_н] =0,45(536,4+482)=458 МПа.

Проверим выполнимость условия

[_н] 1,23 [_н ]_{mi n}

4581,23·482

Условие выполняется.

Определяем межосевое расстояние передачи, a_щ, мм_, из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

a , (14)

где К_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [1].

_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубой передачи _ba; _ba =0,4[1].

К_а - коэффициент для косозубых передач; К_а =43[1].

Т₂ - момент на ведомом валу редуктора, Нмм; Т₂=956,34•10³ Нмм.

u - передаточное число редуктора; u=3,15.

a

Полученное значение округляем до стандартного большего[1].

Принимаем a_щ=200мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

m_n ?(0,01…0,02) (15)

m_n =(0,01…0,02)200=2…4мм

Согласовав с ГОСТ 9563-60, примем m_n =4 мм

Определим числа зубьев шестерни, Z₁, по формуле

Z₁= , (16)

где a_щ - межосевое расстояние передачи; a_щ=200мм

в - угол наклона зубьев; примем предварительно 14,7⁰

u- передаточное число передачи; u=3,15

Z₁=

Принимаем целое число Z₁=31.

Определяем число зубьев колеса Z₂

Z₂==31·3,15=98 (17)

Уточняем значение угла наклона зубьев , град:

cos = (18)

cos =

Тогда =14,7⁰ .

Определяем делительные диаметры шестерни , d₁, мм и колеса, d₂, мм,

d₁ = , d₂ = (19)

d₁=мм

d₂ =мм

Проверяем межосевое расстояние a_щ, мм:

а = (20)

а =мм

Определяем диаметры вершин зубьев шестерни, d_а1 , мм и колеса, d_а2 , мм, по формуле

d_а1 = d₁ + 2m _n , d_a2 = d ₂ +2m _n (21)

d_а1=96,1+2·3=102,1мм

d_a2=304,03+2·3=310,03мм

Определяем диаметры впадин зубьев, d_f1 , мм и колеса, d_f2 , мм, по формуле

d_f1 = d₁ - 2,5m _n , d_f2 = d ₂ -2,5m _n (22)

d_f1=96,1-2,5·3=88,6мм

d_f2=304,03-2,5·3=296,53мм

Определяем ширину колеса, b₂, мм, по формуле

b₂ = (23)

где a_щ - межосевое расстояние передачи; a_щ=200 мм

_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубой передачи _ba; _ba =0,4[1].

b₂ = 0,4·200=80мм

Ширина шестерни, b₁, мм, определяется по формуле

b₁ = b ₂ + 5 =80+5=85мм (24)

Вычисляем коэффициент ширины шестерни по диаметру, ш_bd, по формуле



(25)

Окружную скорость колёс, v, м\с определяем по формуле

v = (26)

где щ₁ - угловая скорость ведущего вала редуктора, рад/с; щ₁=17,83 рад/с;

d₁- делительный диаметр шестерни, м; d₁=0,096 м.

v==1,7 м/с (округляем до десятых)

При полученной скорости v=1,7 м/с для косозубых передач принимаем 9 степень точности [1].

Определяем расчётные контактные напряжения ,_н , МПа, по формуле

_н = (27)

где a_щ -межосевое расстояние передачи, мм; a_щ =200мм.

Т₂ - момент на ведомом валу редуктора, Нмм; Т₂=956,34•10³ Нмм.

b₂- ширина колеса, мм; b₂=80мм.

u - передаточное число редуктора; u=3,15.

К_Н - коэффициент нагрузки, определяемый по формуле

К_н = (28)



где K_H- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, К_Hв=1,09[1].

K_HV -коэффициент динамичности нагрузки, K_HV =1,16[1].

K_H- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями ; K_H=1,0[1].

К_н = =1,09·1,16·1,0=1,26

Подставляем значения в формулу 27

_н =

Проверяем контактное напряжение

_н =444,15 МПа < [_н] =458 МПа

Условие прочности выполнено.

Вычислим недогрузку П , % , по формуле

(29)

Где у_Н- расчётное контактное напряжение, МПа; у_Н=444,15 МПа.

[у_Н] - допускаемое контактное напряжение, МПа; [у_Н] =458МПа.

П=%

Недогрузка 3,2%, следовательно, результаты расчёта можно признать удовлетворительными.

Окружную силу, F_t, Н, вычисляем по формуле

F_t = (30)



где d₁ - делительный диаметр шестерни, м; d₁=0,0961 м.

Т₁ - момент на ведущем валу редуктора, Нм; Т₁ = 319,38 Нм.

F_t =

Радиальную силу, F_r, Н, вычисляем по формуле

F_r = F_t (31)

где б_щ - угол зацепления; б_щ=20є

в- угол наклона зубьев, в=14,7є.

F_r=

Осевую силу, F_а, Н, вычисляем по формуле

F_a = F_t (32)

F_a =4334·0,286=1240 Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Вычисляем расчётное напряжение изгиба, _F, МПа, по формуле

_F = (33)

где F_t, - окружная сила, Н; F_t =4334Н

b₂ - ширина колеса, мм; b₂= 105мм

m_n - модуль зацепления, мм; m_n=4мм

К_F - коэффициент нагрузки вычисляем по формуле



К_F = K_F K_FV (34)

где K_F- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; K_F=1,12[1].

К_FV - коэффициент динамичности К_FV =1,3[1].

К_F =1,12•1,3=1,46

Y - коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности при использовании формулы для прямозубых передач, по формуле

Y = 1 - (35)

где в - угол наклона зубьев, град; в = 16є.

в=1-

К_F- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_F

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба зависит от эквивалентных чисел зубьев шестерни, Z_V1, и колеса, Z_V1

Z_V1 = , Z_V2 = (36)

где z₁ и z₂ -числа зубьев шестерни и колеса; z₁=24, z₂ =96.

Z_V1 =

Z_V2 =

По вычисленным значениям выбираем коэффициенты Y_F1 и Y_F2

Y_F1=3,8, Y_F2=3,60

Выбираем из таблицы [1] коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала [S_F]' =1,75 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса [S _F]''=1.

Вычисляем коэффициент безопасности по формуле

[S _F]= [S _F]' [S _F]'' (37)

[S _F]= 1,75?1=1,75

Вычисляем предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ⁰_{Flim b1} и ⁰_{Flim b2} , МПа по формулам

⁰_{Flim b1}=1,8НВ_{1 ,} ⁰_{Flim b1}=1,8НВ₂ , (38)

где НВ₁ - твёрдость шестерни; НВ₁ 280

НВ₁ - твёрдость колеса; НВ₂ 250

⁰_{Flim b1}=1,8?280=504Мпа, ⁰_{Flim b1}=1,8НВ₂?250=450МПа

Определяем допускаемые напряжения для шестерни. [_F1], МПа и колеса, [_F2], МПа

[_F1] = , [_F2] = (39)

[_F1] =

[_F2] = =

Определяем для шестерни и колеса отношения

=, = (40)



Дальнейший расчёт проводим для колёса, т. к. для него это отношение

меньше. Расчётное напряжение изгиба_F, МПа вычисляем по формуле 33

_F =

Расчётное напряжение изгиба _F =46,4МПа [_F]=257 МПа.

Условие прочности на изгиб выполнено.

1.3 Проектировочный расчёт валов редуктора

1.3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала, d_в1, мм, определяем по формуле

d _в1 = (41)

где Т₁- момент на ведущем валу, Нмм; Т₁= 216,7 •10³Нмм.

[ф_к] - допускаемое напряжение кручения, МПа; = 25 МПа

d _в1 =

Примем d _в1 по ближайшему значению из стандартного ряда; d _в1=36мм.

Диаметр вала под подшипниками, d_п1, мм принимаем из приблизительного расчёта с условием, что его величина должна быть кратна 5

d_п1 ? d_в1 + 2t (42)

где t =2,5 мм [1].

d_п1 ? 36+2·2,5=40мм

Диаметр переходного участка вала без колеса, d_бп1, мм, вычисляем и принимаем по стандартному ряду, приведённому выше из приблизительного расчёта по формуле

d_бп1 ? d_п1 + 3,2r (43)

где r =2,5[1].

d_бп1=40+3,2·2,5=48мм

1.3.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала, d _в2 , мм, определяем по формуле

d_в2 = (44)

где Т₂- момент на ведомом валу, Нмм; Т₂= 815,8 •10³Нмм.

[ф_к] - допускаемое напряжение кручения, МПа; = 20 МПа

d _в2 =

Диаметр под подшипниками, d_п2 , мм, определяем по формуле

d_п2 ? d_в2 + 2t (45)

где t =3мм[1]., d_п2=60+2·3?65мм

Диаметр вала без колеса, d_{бп2 ,} мм, определяем по формуле

d_бп2 ? d_п2 + 3,2r (46)

d_бп2=65+3,2·3=75мм

Диаметр вала под колесом, d_{к2 ,} мм, определяем по формуле



d_к2 ? d_бп2 +5мм (47)

d_к2=75+5=80 мм

1.4 Конструктивные размеры зубчатой пары

Шестерню выполняем заодно целое с валом, поскольку она имеет сравнительно небольшие размеры по отношению к диаметру вала.

Её размеры определены в разделе 1.2.

Делительный диаметр d₁ = 100,0 мм;

Диаметр вершин зубьев d_а1 =108,0мм;

Диаметр впадин зубьев d_f1 =90,0 мм;

Ширина шестерни b₁ = 105мм .

Колесо кованное со следующими размерами.

Делительный диаметр d₂ =400,0 мм;

Диаметр вершин зубьев d_а2 =408,0 мм ;

Диаметр впадин зубьев d_f2 =390,0 мм;

Ширина колеса b₂ = 100мм

Остальные размеры принимаем из соотношений.

Диаметр ступицы стальных колёс, d_ст, мм

d_ст ? 1,6 d _к2 (48)

где d _к2- диаметр вала под колесом, мм; d _к2=80мм.

d_ст ? 1,6·80=128мм

Длина ступицы, l_ст, мм,

l_ст ? (1,21,5 )d_к2 (49)

l_ст ? (1,21,5 )80=96120мм

Примем l_ст =120мм.

Толщина обода, д₀, мм

?m_n (50)

?2,0=5…8мм

Примем д₀= 8мм

Толщина диска, С, мм

С ? 0,3b₂ (51)

С=0,3•100=30мм

Диаметр центровой окружности, D_отв, мм

D_отв ? 0,5(D_o + d_ст) (52)

где D_о= d_f2-2?д_o=390-16=374мм

D_отв ? 0,5(374+128)=251 мм

Диаметр отверстий , d_отв, мм

d_отв ? (53)

d_отв ?

Фаска, с, мм

с ? 0,5 m_n (54)

с ? 0,5·4=2мм

Результаты вычислений сводим в таблицу 2.



Таблица 1- Конструктивные размеры зубчатых колёс

Параметры	Значения параметров
Диаметр ступицы	dст =128мм.
Длина ступицы	lст =120мм.
Толщина обода	д0= 8мм
Толщина диска	С=30мм
Диаметр центровой окружности	Dотв =251мм
Диаметр отверстий	dотв =61мм
Фаска	с=2,0мм

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок корпуса , мм и крышки_1, мм определяем по соотношениям

? 0,025 а+ 1 (55)

₁ ? 0,02 а+ 1 (56)

где а_щ- межосевое расстояние передачи, мм; а_щ=250мм.

=0,025·250+1=8мм

₁ =0,02·250+1=8мм

Толщину фланцев верхнего пояса корпуса b, мм, и пояса крышки b₁, мм, определяем по соотношениям

b ? 1,5, b ₁ ?1,5₁ (57)

b ?1,5·8=12мм.

b ₁ ?1,5·8=12мм.

Толщина нижнего пояса корпуса, р, мм определяется из соотношения

р ? 2,35 (58)



р=2,35·8=18, 8?19мм

Определяем диаметр фундаментных болтов, d₁, мм по формуле

d₁ ? (0,03...0,036) a + 12 (59)

где а_щ- межосевое расстояние передачи, мм; а_щ=160мм.

d₁ ? (0,03...0,036) 250 + 12=19,5… 21.

Принимаем болты с резьбой М20[1].

Определяем диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников, d₂, мм по формуле

d₂ ? (0,7...0,75) d₁ (60)

где d₁- диаметр фундаментных болтов, мм; d₁=20 мм.

d₂ ? (0,7...0,75) 20=14… 15мм

Принимаем болты с резьбой М16.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃, мм, по формуле :

d₃ ? (0,5...0,6) d₁ (61)

где d₁- диаметр фундаментных болтов, мм; d₁=16 мм.

d₃ ? (0,5...0,6) 16=8… 9,6мм

Принимаем болты с резьбой М10.

1.6 Первый этап компоновки

Компоновка служит для приблизительного определения положения зубчатых колёс и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена заодно целое с валом (п. 4.1.); длина ступицы колеса рассчитана в п.1.4.

Для очерчивания внутренней стенки корпуса принимаем зазоры:

а) между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2

=1,2·8=9,6мм ?10мм ;

б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А =₁=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ₁=8мм;

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии. Выбранные габариты сводим в таблицу 2.

Таблица 2-Шарикоподшипники радиальные однорядные.

Вал	Условное обозначение подшипника	d (dn)	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм	С	С0
Ведущий	208	40	80	18	32	17,8
Ведомый	213	65	120	23	56	34

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал . Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления предусмотрим установку мазеудерживающих колец.

Устанавливаем размер

l_к ? 0,5• d_в2 + 50=0,5•60+50=80мм

а также

l_м ? 0,5• d_в1 + 50=0,5•36+50=68мм



Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁, мм и на ведомом - l₂, мм. Примем окончательно l₁ = l₂ =70мм .

1.7 Проверка долговечности подшипников валов редуктора

1.7.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчётов выпишем значения сил в зацеплении.

F_t =4434Н; F_r =1643Н; F_a =1240Н;

Определим дополнительно силу, F_м, Н, по формуле

F_м = (62)

где Т₁- вращающий момент на ведущем валу редуктора, Т₁=216,7 Нм;

F_м

Из первого этапа компоновки примем расстояние l₁ =70мм, l_м =68мм.

Составляем расчётную схему вала (рисунок 2) и определяем реакции опор. Для определения реакций опор составляем уравнения равновесия и решаем их.

Вертикальная плоскость:

М₁ = F_r l₁ - R_y2 2l₁ - F_a = 0

М₂ = - F_r l₁ - F_a + R_y1 2l₁ = 0

Горизонтальная плоскость:

М₁ = F_м l_м - F_t l₁ + R_x2 2l₁ = 0

М₂ = F_м ( l_м + 2l₁ ) + F_t l₁ - R_x1 2l₁ = 0

Отсюда реакции опор будут равны:

R_y1 =

R_y2 =

R_x1 =

R_x2 =

Проверка

УХ= -R_x1- R_x2+F_t+F_м=0 , УУ= -R_y1 -R_y2+F_r=0;

-2442-1987+4334+185=0

-1264-379+1643=0

Определяем суммарные реакции R _r1 и R _r2, Н, в подшипниках по формуле

R _r1 = , R _r2 = (63)

R _r1 =

R _r2 =

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1.

Определяем эквивалентную нагрузку, Р_э , кН, по формуле:



Р_э = (XVR_r1 + YF_a) KK_т (64)

где К_т - температурный коэффициент; К_т =1[1].

К- коэффициент безопасности; К=1,3 [1].

V=1 (при вращении наружного кольца подшипника).

Х и Y - коэффициенты, определяемые по следующим соотношениям

;

По полученному результату принимаем коэффициент осевой нагрузки е=0,24 [1]. Далее определяем соотношение

;

Следовательно, принимаем коэффициенты Х=0,56; Y=1,63 [1].

Подставляем коэффициенты в формулу 64.

Р_э =(0,56·1·2,75+1,63·1,24)1,3·1=4,6кН

Определяем расчётную долговечность подшипников L_h, ч по формуле

L_h = (65)

где С₁- динамическая грузоподъёмность подшипника, кН; С₁=32кН

Р_э - эквивалентная нагрузка на подшипник, кН; Р_э=4,6кН.

n₁ - частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин; n₁=161об/мин.

L_h =

Расчётная долговечность L_h=38849 часов больше требуемой долговечности =10 тысяч часов. Следовательно, условие долговечности L_h выполнено.

Построим эпюры крутящего и изгибающих моментов (рисунок 2).

Эпюра M_z.

M_z= T₁=216,7Нм

Эпюра М_х.

М_хА= М_х2= М_х1 =0

М^лев_хВ==-1264·0,070= -88,5Нм

М^пр_хВ==-379·0,070=-26,5Нм

Эпюра М_у.

М_уА= М_у2= 0

М_у1==-185·0,068= -12,6Нм

М_уВ==1982 ·0,070=139Нм

1.7.2 Ведомый вал

Расчёт проводится аналогично ведущему валу. Консольная нагрузка от действия конвейера, F_К, Н, определяем по формуле

F_К= (66)

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу редуктора; Т₂=243Нм.

F_к

Из предыдущих расчётов имеем F_t =4434Н; F_r =1643Н ; F_a =1240Н;

Из первого этапа компоновки расстояния l₂= 70мм; l_к =80мм.

Составляем расчётную схему вала (рисунок 3) и определяем реакции опор. Для определения реакций опор составляем уравнения равновесия и решаем их.

Вертикальная плоскость:



М₃ = -F_r l₂ + R_y4 2l₂ - F_a = 0

М₄ = + F_r l₂ - F_a - R_y3 2l₃ = 0

Горизонтальная плоскость:

М₄ = F_К l_К - F_t l₂ + R_x3 2l₂ = 0

М₃ = F_К ( l_К + 2l₂ ) + F_t l₂ - R_x4 2l₂ = 0

Отсюда реакции опор будут равны:

R_y3 = =

R_y4 = =

R_x3 = =

R_x4 = =

Проверка:

УХ= R_x3+ R_x4 -F_t -F_К=0, УУ= R_y3+R_y4 -F_r=0;

7777+177-4434-3570=0

2593-950-1643=0

Определяем суммарные реакции R _r3 и R _r4, Н, в подшипниках по формуле



R _r3 = , R _r4 = (67)

R _r3 =

R _r4 =

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 3. Определяем эквивалентную нагрузку, Р_Э ,кН, по формуле:

Р_э = (XVR_r3 + YF_a) KK_т (68)

Где К_т - температурный коэффициент; К_т =1[1].

К- коэффициент безопасности; К=1,3 [1].

V=1 (при вращении наружного кольца подшипника).

Х и Y - коэффициенты, определяемые по следующим соотношениям

;

По полученному результату принимаем коэффициент осевой нагрузки е=0,24 [1]. Далее определяем соотношение

;

Следовательно, принимаем коэффициенты Х=1; Y=0 [1].

Подставляем коэффициенты в формулу 68.

Р_э =(1·1·8,19+0)1,3·1=10,6 кН

Расчётная долговечность (С₁ в Н):

L_h = (ч.) (69)

где С₂- динамическая грузоподъёмность подшипника, кН; С₂=56 кН

Р_э - эквивалентная нагрузка на подшипник, кН; Р_э=10,6 кН.

n₂ - частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин; n₂=40об/мин.

L_h =

Расчётная долговечность L_h=61457 часов больше требуемой долговечности =10 тысяч часов. Следовательно, условие долговечности L_h выполнено.

Построим эпюры крутящего и изгибающих моментов (рисунок 3).

Эпюра M_z.

M_z= T₂=815,8Нм

Эпюра М_х.

М_х3= М_хD= М_х4 =0

М^лев_хC==2593·0,070=181,5Нм

М^пр_хC==-950·0,070= -66,5Нм

Эпюра М_у.

М_уD= М_у3= 0

М_у4==3570·0,080=258,6Нм

М_уC= -=-7777•0,070=-544Нм

1.8 Второй этап компоновки

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Вычислим конструктивно элементы корпуса редуктора

Толщину рёбер основания корпуса примем из соотношения m=(0,85…1)=9мм

Толщину рёбер крышки m₁=(0,85…1)=8мм

На ведущем и ведомом валах принимаем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78[1].

Размеры шпонок согласно ГОСТа внесём в таблицу3.

Таблица 3- шпонки призматические по ГОСТ 23360-78

Место установки шпонки	Т, Нмм	D	b	h	t1	l
		мм
На выходном конце ведущего вала	216,7	36	10	8	5	45
На выходном конце ведомого вала	815,8	60	18	11	7	80
Под колесом ведомого вала	815,8	80	22	14	9	110

Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

1.9 Проверка прочности шпоночных соединений

Определим напряжения смятия и проверим условие прочности по формуле :

(70)

где Т- вращающий момент в месте расположения шпонки, Нмм

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм

h, t, l, b - размеры шпонок , мм, приведены в таблице 3.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =120 МПа



1.9.1 Выходной конец ведущего вала

Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т₁=216,7•10 ³Нмм. Диаметр вала d=36мм.

Напряжение смятия у =114 МПа меньше допускаемого; условие прочности выполнено.

1.9.2 Выходной конец ведомого вала

Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т₂=815,8•10 ³ Нмм. Диаметр вала d=60мм.

Напряжение смятия у =109 МПа меньше допускаемого; условие прочности выполнено.

1.9.3 Ведомый вал под зубчатым колесом

Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т₂=815,8•10 ³Нмм. Диаметр вала d=80мм.

Напряжение смятия у =46,3 МПа меньше допускаемого; условие прочности выполнено.

По результатам расчёта все шпонки удовлетворяют условию прочности.

1.10 Уточнённый расчёт валов

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями =2,2. Прочность соблюдена при .

1.10.1 Проверяем сечение на выходном конце ведущего вала

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Размер шпоночной канавки bхhхl=10х8х45. Диаметр вала d=36мм.

Коэффициент запаса прочности, n, определяем по формуле

n = (71)

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам

n ; (72)

где , k- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; = k=1,9 [1].

, - масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; для углеродистой стали d=36мм,

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

=0,2, =0,1 [1].

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба; =370 МПа

- предел выносливости при кручении;=220 МПа.

у_а, ф_m=ф - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений, определяемых по формулам

(73)

(74)

где М_изг- изгибающий момент в сечении, Нмм; М_изг=F_м·l_м

Мизг =185·68=12580Нмм

Т- крутящий момент, Нмм; Т=216,7•10³Нмм

W_x, W_p - моменты сопротивления сечения изгибу и кручению, мм³, по формуле

W_x=; W_p= (75)

W_x=;

W_p=

Расчётное напряжение при изгибе, у_а, МПа, в рассматриваемом сечении определяем по формуле 73

=

Расчётное напряжение при кручении, ф_m, МПа, в рассматриваемом сечении по формуле 74

Вычисляем коэффициенты запаса прочности по нормальным, и касательнымнапряжениям по формулам 72

n;

n

Коэффициент запаса прочности, n, вычисляем по формуле 71

n =

Действительный коэффициент запаса больше требуемого, следовательно, прочность сечения соблюдена.

1.10.2 Проверяемое сечение на выходном конце ведомого вала

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Размер шпоночной канавки bхhхl=18х11х80. Диаметр вала d=60мм.

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

n = (76)

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам

n ; (77)

где , k- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; = k=1,9 [1].

, - масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; для углеродистой стали d=60мм,

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

=0,2, =0,1 [1].

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба;=370 МПа

- предел выносливости при кручении;=220 МПа.

у_а, ф_m=ф - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений, определяемых по формулам

, (78)

(79)

где М_изг - изгибающий момент в сечении, Нмм; М_изг=F_к·l_к

Мизг =3570·80=285600Нмм

Т- крутящий момент, Нмм;Т=815,8•10³Нмм

W_x,W_p- моменты сопротивления сечения изгибу и кручению, мм³, по формуле

W_x=, W_p= (80)

W_x=

W_p=

Расчётное напряжение при изгибе, у_а, МПа, в рассматриваемом сечении определяем по формуле 78

=

Расчётное напряжение при кручении, ф_m, МПа, в рассматриваемом сечении определяем по формуле 79

Вычисляем коэффициенты запаса прочности по нормальным , и касательным напряжениям по формулам 77

n;

n

Коэффициент запаса прочности, n, вычисляем по формуле 76

n =

Действительный коэффициент запаса больше требуемого, следовательно, прочность сечения соблюдена.

1.10.3 Проверяемое сечение под колесом ведомого вала

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Размер шпоночной канавки bхhхl=22х14х110. Диаметр вала d=80мм.

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

n = (82)

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам

n ; (83)

где , k- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; = k=1,9 [1].

, - масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; для углеродистой стали d=80мм,

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

=0,2, =0,1 [1].

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба;

=370 МПа

- предел выносливости при кручении;=220 МПа.

у_а, ф_m=ф - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений, определяемых по формулам

(84)

(85)

где М_изг - изгибающий момент в сечении, Нмм;

Изгибающий момент в сечении

Мх=181Нм Му=258Нм

Полный изгибающий момент равен

М=

Т- крутящий момент, Нмм; Т=815,8•10³Нмм

W_x, W_p - моменты сопротивления сечения изгибу и кручению, мм³

W_x=; W_p= (86)

W_x=;

W_p=

Расчётное напряжение при изгибе, у_а, МПа, в рассматриваемом сечении определяем по формуле 84

=

Расчётное напряжение при кручении, ф_m, МПа, в рассматриваемом сечении определяем по формуле 85

Вычисляем коэффициенты запаса прочности по нормальным, и касательным напряжениям по формулам 83

n;

n

Коэффициент запаса прочности, n,вычисляем по формуле 82

n =

Действительный коэффициент запаса больше требуемого, следовательно, прочность сечения соблюдена.

1.10.4 Проверяемое сечение под наиболее нагруженным подшипником ведомого вала

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника d=65мм с гарантированным натягом на вал [1]. Коэффициент запаса прочности определяем по формуле



n = (87)

где , - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам

n ; (88)

где , - масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений;

, k- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; =4, =0,6·4+0,4=2,8 [1].

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

=0,2, =0,1 [1].

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба;=370 МПа- предел выносливости при кручении;=220 МПа.

у_а, ф_m=ф - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений, определяемых по формулам

(89)

(90)

где М_изг - Изгибающий момент в сечении, М_изг, Нмм, определяем по формуле



М_изг=F_к·l_к, (91)

где F_к- сила от действия конвейера, Н; F_к= 3570Н

l_к - расстояние до оси конвейера, мм; l_к =80мм

М_изг=3570·80=285600Нмм

Т- крутящий момент, Нмм; Т=815,8•10³Нмм

W_x, W_p - моменты сопротивления сечения изгибу и кручению, мм³ , определяем по формуле

Wx=, Wp= (92)

Wx=

W_p=

Расчётное напряжение при изгибе, у_а, МПа, в рассматриваемом сечении

=

Расчётное напряжение при кручении , ф_m, МПа, в рассматриваемом сечении

Вычисляем коэффициенты запаса прочности по нормальным, и касательным напряжениям по формулам 88

n;

n

Коэффициент запаса прочности, n, вычисляем по формуле 87

n =

1.10.5 Проверяемое сечение в месте перехода от d_п2 под подшипником к d_в2 выходного конца ведомого вала

Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 65мм к диаметру 60мм. Коэффициент запаса прочности, n, определяем по формуле

n = (93)

где , - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам

n ; (94)

где , - масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений; ,

, k- эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; при и

k_у=2,35, k_ф=1,45[1].

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

=0,2, =0,1 [1].

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба;=370 МПа- предел выносливости при кручении;=220 МПа.

у_а, ф_m=ф - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений, определяемых по формулам

(95)

, (96)

где М_изг - изгибающий момент в сечении, Нмм, определяем по формуле

М_изг=F_к·l_к, (97)

где F_к- сила от действия конвейера, Н; F_к= 3570Н

l_к - расстояние до оси конвейера, мм; l_к =80мм

М_изг=3570·80=285600Нмм

Т- крутящий момент, Нмм; Т=815,8•10³Нмм

W_x, W_p - моменты сопротивления сечения изгибу и кручению, мм³ , определяем по формуле

Wx=, Wp= (98)

W_x=

W_p=

Расчётное напряжение при изгибе, у_а, МПа, в рассматриваемом сечении

=

Расчётное напряжение при кручении, ф_m, МПа, в рассматриваемом сечении

Вычисляем коэффициенты запаса прочности по нормальным , и касательным напряжениям по формулам 94

n;

n

Коэффициент запаса прочности, n, вычисляем по формуле 93

n =

Сведём результаты проверки в таблицу:

Таблица 4- Коэффициенты запаса прочности опасных участков валов

Сечение	Выходной конец ведущего вала	Выходной конец ведомого вала	Под колесом	Под наиболее нагруженным подшипником ведомого вала	В месте перехода от dв к dп ведомого вала
n	6,8	6,3	13	14,2	6,5

1.11 Назначение посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями , данными в ГОСТ 25347-82.

Посадка зубчатых колёс на валы

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6

Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7

Посадка распорных втулок

Посадка мазеудерживающих колец

Отклонение вала под уплотнение h8

Буквами обозначены основные отклонения: для отверстий- прописными, для валов- строчными. h -посадка с зазором, k - переходная посадка, p- посадка с натягом.

Цифры означают номер квалитета точности.

1.12 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны, V, дм³, определяем из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V==2,8•0,25=0,7 дм³

По таблицам [1] устанавливаем вязкость масла 34·10^-6 м²/с при контактных напряжениях _н до 1000 МПа и скорости =1,0м/с.

По заданной вязкости принимаем индустриальное масло марки И-40А ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1[1], периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.

1.13 Сборка редуктора

электродвигатель редуктор подшипник шпоночный

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100⁰С;

В ведомый вал закладывают шпонку 22х14х110 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Размещено на Allbest.ru

...