Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание

Глава 1. Кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД и выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных отношений, частот вращения, угловых скоростей и моментов на валах

Глава 2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.1 Выбор материала и определение допустимых контактных напряжений

2.2 Проектный расчет

2.3 Проверочный расчет

Глава 3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Выбор материала и определение допустимых контактных напряжений

3.2 Проектный расчет

3.3 Проверочный расчет

Глава 4. Расчет открытой передачи (ременной)

Глава 5. Предварительный расчет валов редуктора

5.1 Ведущий вал

5.2 Промежуточный вал

5.3 Выходной вал

Глава 6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6.1 Быстроходная ступень

6.2 Тихоходная ступень

Глава 7. Конструктивные размеры деталей корпуса редуктора

Глава 8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал

8.2 Промежуточный вал

8.3 Выходной вал

Глава 9. Проверка прочности шпоночных соединений

9.1 Ведущий вал

9.2 Промежуточный вал

9.3 Выходной вал

Глава 10. Уточненный расчет валов

10.1 Ведущий вал

10.2 Промежуточный вал

10.3 Выходной вал

Глава 11.Выбор сорта масла

Библиографический список



Задание

Спроектировать привод конвейера (рисунок 1), состоящий из асинхронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором, ременной передачи и закрытой передачи двухступенчатого редуктора с быстроходной цилиндрической передачей и тихоходной цилиндрической косозубой ступенью.

Рисунок 1 Схема привода

Мощность на выходном валу привода P_вых, кВт: 2,2

Частота вращения выходного вала n_вых, об/мин:25

Срок службы привода, лет: 5

привод проектирование передача редуктор



1. Кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД и выбор электродвигателя

КПД ступеней привода ([1], таблица 1.1):

быстроходная ступень редуктора (передача закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами):

з_зуб1=0,97…0,98;

принимаем з_зуб1=0,97;

тихоходная ступень редуктора (передача закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами):

з_зуб2=0,97…0,98;

принимаем з_зуб2=0,97;

ременная открытая передача:

з_рем=0,95…0,98;

принимаем з_цеп=0,95;

коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах (из расчета на одну пару опор)

з_оп=0,990…0,995;

принимаем з_оп=0,99.

Общий КПД привода:

з= з_зуб²· з_цеп· з_оп⁴=0,97²·0,95·0,99⁴=0,8586.

Требуемая мощность электродвигателя:

принимаем эту мощность в качестве расчетной.

По приложению [П3] выбираем электрический двигатель серии 4А, типового размера 100S4 с номинальной мощностью 3,0 кВт и синхронной частотой вращения магнитного поля статора n_с=1500 об/мин.

В целях унификации условных обозначений компонентов привода, принимаем сквозную нумерацию осей вращения валов, начиная с быстроходного вала привода (рисунок 1):

1 - ось вращения вала электродвигателя, она же ось вращения входного вала привода, она же ось вращения быстроходного вала ременной передачи ;

2 - ось вращения тихоходного вала ременной передачи , она же ось входного вала редуктора , она же ось вращения быстроходного вала быстроходной ступени редуктора;

3 - ось вращения тихоходного вала цилиндрической зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора, она же ось вращения промежуточного вала редуктора, она же ось вращения быстроходного вала тихоходной ступени редуктора;

4 - ось вращения тихоходного вала тихоходной ступени редуктора, она же ось вращения выходного вала редуктора , она же ось вращения выходного вала привода.

В соответствии с принятой нумерацией обозначим расчетную мощность P₁.

Частота вращения вала двигателя при номинальной нагрузке:

где s - скольжение, s= 0,04.



1.2 Определение передаточных отношений, угловых скоростей и моментов на валах

Общее передаточное отношение привода:

Передаточное отношение ступеней привода с учетом требования для передач входящих в приводы общего назначения ([1], таблица 1.2):

цилиндрические зубчатые передачи ([1], страница 29) ременная передача:

Частота вращения вала 2:

Частота вращения вала 3:

Частота вращения вала 4:



Угловые скорости валов:

Вращающие моменты на валах:



2. Расчет тихоходной ступени редуктора (цилиндрическая косозубая передача)

2.1 Выбор материала и определение допустимых контактных напряжений

Расчет зубчатых передач редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень.

Принимаем для зубчатых колес сталь 40Х с термообработкой улучшение ([1], таблица 3.3).

Твердость шестерни 270 НВ, колеса 245 НВ.

Допустимое контактное напряжение:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности. При числе циклов больше базового, ([1], страница 28);

- коэффициент безопасности, =1,15 ([1], страница 29). Для улучшения легированной стали с твердостью до HB 350 ([1], таблица 3.2).



2.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев ([1], формула 3.8):

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых передач (по ГОСТ 2185-66 в редакции 1993 г.), принимаем ([1], страница 27).

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых колес ([1], страница 26);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ([1], таблица 3.1);

- динамический коэффициент, ([1], страница 27).

Назначаем стандартное межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 в редакции 1993 г. ([1], страница 30),

Нормальный модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-60 в редакции 1993 г., принимаем стандартную величину нормального модуля зацепления ([1], страница 30),

Число зубьев шестерни:

где - угол наклона зубьев от до . Назначаем предварительно угол наклона зубьев .

Принимаем число зубьев шестерни

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

проверяем межосевое расстояние:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

ширина колеса:

согласно требований ГОСТ 2185-66 в редакции 1993 г. по ГОСТ 6636-69 ([2], таблица 5.1) из ряда Ra20 принимаем

ширина шестерни

2.3 Проверочный расчет

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

Назначаем 8-ую степень точности передачи ([1], таблица 3.6).

Уточняем соответствующие коэффициенты нагрузки:

([1], таблица 3.4);

([1], таблица 3.5);

([1], таблица 3.6).

Уточняем коэффициент нагрузки:

Действующее контактное напряжение ([1], формула 3.6):

Превышение допустимых контактных напряжений над действующими составляет:

такое отклонение входит в допустимый интервал 5%.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

где б - угол зацепления для стандартных эквивалентных передач

осевая:

Условие прочности по напряжению изгиба:

где ? действующее напряжение изгиба, МПа;

? коэффициент нагрузки;

? коэффициент прочности зуба, зависящий от числа зубьев;

? коэффициент компенсирующий погрешность расчетной схемы изгиба косых зубьев;

? коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, ([1], страница 39);

? допускаемое напряжение изгиба, МПа.

где ? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев для несимметричного расположения колес ([1] таблица 3.7);

? коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, для косозубых передач при твердости зубьев менее HB 350 и скорости до 3 м/с при 8?й степени точности ([1], таблица 3.8);

Эквивалентное число зубьев шестерни:



Коэффициент прочности зуба для шестерни ([1], страница 35): для колеса:

Допускаемое напряжение изгиба:

где ? предел выносливости при базовом числе циклов;

? коэффициент запаса прочности.

Для стали 40Х с термообработкой улучшением ([1], таблица 3.9):

Предел выносливости при базовом числе циклов:

для шестерни

для колеса

Коэффициент запаса прочности:

где ? коэффициент, учитывающий не стабильность свойств материала, ([1], таблица 3.9);

? коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, ([1], страница 36).

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Определяем соотношение:

для шестерни:



для колеса:

Дальнейший расчет производим для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше ([1], страница 35)



3. Расчет быстроходной ступени редуктора (цилиндрическая прямозубая передача)

3.1 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Принимаем материал такой же как для тихоходной ступени редуктора.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени редуктора:

3.2 Проектный расчет

Из условия соосности межосевое расстояние принимаем как и для тихоходной ступени редуктора:

Принимаем

Окружной модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-60 в редакции 1994 г. принимаем стандартную величину нормального модуля зацепления ([1], страница 30):

Суммарное число зубьев:



Число зубьев шестерни и колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

проверяем межосевое расстояние:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:



ширина колеса:

согласно требованию и ГОСТ 2185-66 в редакции 1993 г. по гост 6636-69 из ряда Ra20 принимаем ([2], таблица 5.1);

ширина шестерни:

3.3 Проверочный расчет

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

Назначаем 8-ую степень точности передачи ([1], таблица 3.6).

Уточняем соответствующие коэффициенты нагрузки:

([1], таблица 3.4);

([1], таблица 3.5);

([1], таблица 3.6).

Уточняем коэффициент нагрузки:

Действующее контактное напряжение ([1], формула 3.5):

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

Условие прочности по напряжению изгиба:

Коэффициент нагрузки:

где ? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев для несимметричного расположения колес ([1] таблица 3.7);

? коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, для косозубых передач при твердости зубьев менее HB 350 и скорости до 3 м/с при 8?й степени точности ([1], таблица 3.8);

Коэффициент прочности зуба для шестерни ([1], страница 35): для колеса:

Допускаемое напряжение изгиба:

Для стали 40Х с термообработкой улучшением ([1], таблица 3.9):

Предел выносливости при базовом числе циклов:

для шестерни:



для колеса:

Коэффициент запаса прочности:

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Определяем соотношение:

для шестерни:

для колеса:



Дальнейший расчет производим для зубьев колеса, для которого найденное отношение менее ([1], страница 35)



4. Расчет открытой передачи (ременной)

Исходя из величины момента ведущего вала принимаем сечение клинового ремня А с площадью поперечного сечения ([1], таблица 5.6).

Выбираем диаметр ведущего шкива. Минимальное значение Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется не ориентироваться на а выбрать шкив на 1?2 размера больше. Принимаем ([1] страница 68).

Находим диаметр, приняв относительное скольжение

Ближайшее стандартное значение ,([1], страница 68). Уточняем передаточное отношение с учетом относительного скольжения:

Пересчитываем:

расхождение с заданным:

при допускаемом расхождении 3%.

Принимаем

Определяем межосевое расстояние a, его выбираем в интервале:

где h = 8 мм ([1], таблица 5.6).

Принимаем близкое к среднему значение

Расчетная длина ремня определяется по формуле 5.6 ([1], страница 64):

Принимаем по ГОСТ 1284-68, ([1], страница 68).

Вычисляем средний диаметр:

и определяем новое значение межосевого расстояния a с учетом стандартной длины L по формуле:



Угол обхвата меньшего шкива:

Скорость:

Находим величину окружного усилия ([1], таблица 5.7), передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при u =3,6, D₁ = 112 мм , и L₀ = 1600 мм (интерполируя):

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

где ? коэффициент учитывающий влияние угла обхвата,

? коэффициент, учитывающий влияние длины ремня,

? коэффициент режима работы



Определяем окружное усилие:

Расчетное число ремней:

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

Рабочее натяжение ведущей ветви:

Рабочее натяжение ведомой ветви:

Усилие на валы:



5. Предварительный расчет валов редуктора

5.1 Ведущий вал

Ориентировочно определяем минимальный диаметр выходного конца вала из условия прочности на кручение без учета влияния изгиба ([1], формула 6.16):

где ? допускаемое напряжение кручения,

Поскольку ременная передача , соединяющая вал электродвигателя и ведущий вал редуктора не вызывает изгиба вала, принимаем

По ГОСТ 6636-69 принимаем ближайший стандартный размер из ряда Ra40:

Так как передача цилиндрическая прямозубая, предварительно по ГОСТ 8338-75 выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный обычного исполнения легкой серии, тип 206 с диаметром под вал внешним диаметром и шириной B = 16 мм ([1], приложение П8).

По ГОСТ 20226-82 ([3], таблица 109) диаметр заплечика под такой подшипникПринимаем

Решение о конструктивном исполнении шестерни принимается на основании анализа величины расстояния xот впадин зубьев до шпоночного паза ([1], рисунок 8.7).

Для исполнения отдельно от вала должно выполняться соотношение:

Для быстроходного вала проектируемого редуктора ([1], рисунок 8.7):

где ? глубина шпоночного паза в отверстии ступицы колеса.

Для шпонки под вал 32 мм, ([1], таблица 6,9) тогда:

Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.

Диаметр участка вала для насадки шестерни принимаем

С целью осевой фиксации шестерни со стороны подшипника предусматриваем кольцо упорное с внешним диаметром, равным диаметру заплечика.

Диаметр участка вала предназначенный для осевой фиксации шестерни со второй стороны принимаем равным, диаметру заплечика.

Конструкция ведущего вала редуктора представлена на рисунке 2:

Рисунок 2 Эскиз ведущего вала

5.2 Промежуточный вал

У промежуточного вала опасное сечение имеют участки, находящиеся под зубчатым колесом цилиндрической косозубой передачи и шестерней цилиндрической прямозубой передачи. Поскольку вал испытывает сложный изгиб от зацепления двух механических передач, принимаем пониженное допускаемое напряжение кручения Минимальный диаметр опасного сечения:

По ГОСТ 6636-69 принимаем ближайший стандартный размер из ряда Ra40

Для исполнения шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:

Для промежуточного вала проектируемого редуктора([1], рисунок 8.1):

Для шпонки под , ([1], таблица 6,9) тогда:

Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.

Диаметр вала под подшипник принимаем

По ГОСТ 831-75 выбираем подшипник радиально-упорный шариковый однорядный, средней серии, тип 46308 с диаметром под вал и внешним диаметром ([1], приложение П11).

По ГОСТ 20226-82 ([3], таблица 109) диаметр заплечика под такой подшипник

Принимаем

С целью осевой фиксации колес со стороны подшипника предусматриваем упорные кольца с внешним диаметром равным диаметру заплечика.

Диаметр участка вала предназначенный для осевой фиксации колес со второй стороны принимаем равный диаметру заплечика.

Конструкция промежуточного вала редуктора предоставлена на рисунке 3:

Рисунок 3 Эскиз промежуточного вала

5.3 Выходной вал

Ориентировочно определяем минимальный диаметр выходного конца вала из условия прочности на кручение в предположении изгиба вала. Принимаем допускаемое напряжение кручения Минимальный диаметр опасного сечения:

По ГОСТ 6636-69 принимаем ближайший стандартный размер из ряда Ra40

Диаметр вала под подшипник принимаем

По ГОСТ 831-75 выбираем подшипник радиально-упорный шариковый однорядный, средней серии, тип 46313 с диаметром под вал и внешним диаметром ([1], приложение П11).

По ГОСТ 20226-82 ([3], таблица 109) диаметр заплечика под такой подшипник

Принимаем

Диаметр участка вала для посадки зубчатого колеса принимаем 45 мм.

С целью осевой фиксации зубчатого колеса со стороны подшипника предусматриваем упорное кольцо с внешним диаметром равным диаметру заплечика.

Диаметр участка вала, предназначенный для осевой фиксации колеса со второй стороны принимаем равный диаметру заплечика.

Конструкция выходного вала представлена на рисунке 4:

Рисунок 4 Эскиз выходного вала



6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Конструктивные размеры шестерен и колес во всех ступенях редуктора определяем в соответствие с условными обозначениями, конструкцией и соотношениями, представленными в ([1], рисунок 8.2) и в ([1], таблица 8.1). Шестерни и колеса во всех ступенях кованые.

6.1 Быстроходная ступень

Диаметр ступицы колеса:

Длина ступицы шестерни:

в соответствие с условиями l_ст ? b, принимаем l_ст2 = 25 мм.

Толщина обода колеса:

принимаем

Толщина диска колеса:

принимаем

Внутренний диаметр обода колеса:

Диаметр центровой окружности колеса:

Диаметр отверстий в ободе колеса:

Фаска:

Принимаем фаску 1Ч45°.

6.2 Тихоходная ступень

Диаметры ступицы колеса:

Длина ступицы колеса:

при условие выполнить невозможно, принимаем

Толщина обода колеса:

принимаем

Толщина диска колеса:

принимаем

Внутренний диаметр обода колеса:

Диаметр центровой окружности колеса:

Диаметры отверстий в ободе колеса:

Фаска:

Принимаем фаску



7. Конструктивные размеры деталей корпуса редуктора

Размеры деталей корпуса редуктора определяем в соответствии с условными обозначениями, конструкцией и соотношением, представленными на рисунке 8.18 и в таблице 8.3[1].

Толщина стенок корпуса:

где - межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора;

Толщина стенок крышки:

Принимаем

Наименьший зазор между наружной поверхностью колес и стенкой корпуса: по диаметру:

принимаем A=8мм;

по торцам A?A₁, принимаем A₁=8 мм, как расстояние от торца шестерни до стенок корпуса.

Толщина верхнего фланца корпуса:

Толщина нижнего фланца корпуса:

Толщина нижнего фланца корпуса (для крепления к раме принимаем исполнение отверстий в нижнем фланце без бобышек):

принимаем p = 19 мм.

Толщина ребер корпуса:

принимаем m = 8;

Толщина ребер крышки:

принимаем m₁ = 7 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

принимаем шесть фундаментальных болтов с диаметром резьбы М20. Таким образом,

Для таких болтов ширина нижнего фланца корпуса:

расстояние от стенки корпуса до стенки отверстия фундаментального болта:

Диаметр болтов подшипников:

принимаем болты у подшипников с номинальным диаметром резьбы М16. Таким образом ,

Для таких болтов расстояние от центра отверстия под подшипниковый болт до стенки корпуса:

Диаметр болтов, соединяющих верхний фланец корпуса и нижний фланец крышки:

принимаем соединяющие верхний фланец корпуса и нижний фланец крышки

болты с номинальным диаметром резьбы М12. Таким образом ,

Для таких болтов ширина верхнего фланца корпуса и нижнего фланца крышки:

расстояние от центра корпуса до центра отверстия фланцевых болтов:

Размеры, определяющие положение болтов у подшипников:



принимаем e=18 мм;

где d₄ - диаметр винтов крепления крышки подшипника.

Основные размеры крышек подшипниковых узлов определяем по данным. Результаты расчетов представлены в таблице  1. Остальные размеры крышек подшипников принимаются конструктивно.

Результаты расчетов

Размер	Подшипниковый узел вала
наименование	обозначение	быстроходного	промежуточного	тихоходного
Номинальный диаметр резьбы болтов крепления крышки	d4	M8 (4 шт.)	М8(4 шт.)	М10 (6 шт.)
Диаметр установки болтов	D1	92	110	165
Наружный диаметр фланца	D2	108	126	185
Толщина фланца крышки	h1	8	8	10
Толщина крышки	д2	6	6	7

Для болтов у подшипников промежуточного вала:

для болтов и подшипников тихоходного вала:

Размеры гнезд под подшипники:

диаметр гнезда:

для быстроходного вала:

принимаем

для промежуточного вала:

принимаем

для тихоходного вала:

принимаем

длина гнезда:

где R_б - радиус бобышки под подшипниковый болт,

принимаем

принимаем l=52 мм для гнезд под подшипники промежуточного и тихоходного валов.

Размеры установочных штифтов:

диаметр:

длина:

По ГОСТ 3129-70 ([1], таблица 8.5) принимаем штифт конический диаметром 12 мм и длиной 30 мм.



8. Проверка долговечности подшипников

Проверка долговечности подшипников производится с целью определения долговечности подшипников и сравнения её с заданной долговечностью.

При условии работы привода в одну восьмичасовую рабочую смену, круглый год подшипники должны отработать 17520 часов.

8.1 Входной вал

Рисунок 5 Расчетная схема ведущего вала редуктора

По ГОСТ 8338-75 выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный, особо легкой серии, тип 106 с диаметром под вал и внешним диаметром ([1], приложение П15).

Из предыдущих расчетов имеем из первого этапа компоновки

Реакции опор:

в плоскости XZ:



в плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции:

Производим расчет долговечности подшипника.

Определим эквивалентную нагрузку ([1], формула 7.5):

где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х=1,0 ([1], таблица 7.3);

V - коэффициент, учитывающий вращение колец, так как вращается

Внутреннее кольцо V=1,0 ([1], страница 117);

- коэффициент безопасности, при спокойной нагрузки, ([1], таблица 7.2);

- температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 100 ^о С, ([1], таблица 7.1).

Расчетная долговечность в млн. оборотов ([1], формула 7.3):

где С - динамическая грузоподъёмность, С=10200 Н ([1], приложение П15).

Расчетная долговечность в часах ([1], формула 7.4):

8.2 Промежуточный вал

Рисунок 6 Расчетная схема промежуточного вала редуктора

По ГОСТ 831-75 выбираем подшипник радиально-упорный шариковый однорядный легкой серии, тип 46208 с диаметром под вал и внешним диаметром([1], приложение П8).

Из предыдущих расчетов имеем из первого этапа компоновки

Определяем реакции опор:

в плоскости XZ:

проверка правильности расчета:

в плоскости YZ:

проверка правильности расчета:

Суммарные реакции:

Расчет долговечности проводим по более нагруженной опоре 4.

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Определение значения величиныX и Y с помощью отношений:

и

где С_о = 11400 Н ([1], приложение П8).

Этой величине соответствует величина параметра ([1], таблица 7.3).

Так как отношение

Х = 0,56, Y = 1,35

Расчетная долговечность в млн. оборотов ([1], формула 7.3).

где С - динамическая грузоподъёмность, С = 28300 Н ([1], приложение П8).

Расчетная долговечность в часах ([1], формула 7.4):



8.3 Выходной вал

Рисунок 7 Расчетная схема выходного вала редуктора

По ГОСТ 8338-75 выбираем подшипник радиально-упорный шариковый однорядный, средней серии, тип 46213 с диаметром под вал и внешним диаметром ([1], приложение П11).

Из предыдущих расчетов имеем Из первого этапа компоновки и

Реакции опор:

в плоскостиXZ:

в плоскостиYZ:

Проверка:



Суммарные реакции:

Производим расчет долговечности подшипника.

Определим эквивалентную нагрузку ([1], формула 7.5):

Определение значения величиныX и Y с помощью отношений:

и

гдеC-динамическая грузоподъемность, С_о = 53300Н ([1], приложение П8).

Этой величине соответствует величина параметра ([1], таблица 7.3).



Так как отношение

Х = 0,1, Y = 0 ([1], таблица 7.3).

Расчетная долговечность в млн. оборотов ([1], формула 7.3):

Расчетная долговечность в часах ([1], формула 7.4):



9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок представлены в таблице 6.9 [1].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности:

где - диаметр вала, на котором расположена шпонка;

- высота шпонки;

- ширина шпонки;

- глубина паза вала;

- длина шпонки;

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице

при чугунной ступице

9.1 Ведущий вал

d = 30 мм; bЧh = 10Ч8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки = 32 мм (при ширине шкива ременной передачи 35 мм); момент на ведущем валу М₂ = 63,29 •10³ Н•мм;

(шкив ременной передачи изготовляют из чугуна СЧ 15)

9.2 Промежуточный вал

Из двух шпонок - под зубчатым колесом быстроходной ступени и шестерней тихоходной ступени - более нагружена второй.

Проверяем шпонку под шестерней:

d = 45 мм; bЧh = 14Ч9мм; t₁ = 5,5мм; длина шпонки = 63 мм (при ширине шестерни 68 мм); момент на промежуточном валу М₃ = 243,11 •10³ Н•мм;

(шестерню изготавливают из стали 40X).

9.3 Выходной вал

d = 60 мм; bЧh = 18Ч11мм; t₁ = 7мм; длина шпонки = 125 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 140 мм); момент на выходном валу М₄ = 933,83 •10³ Н•мм;

(полумуфты МУВП изготавливают из чугуна марки СЧ 2).



10. Уточненный расчет валов

10.1 Ведущий вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная, и

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При



Принимаем ([1], таблица 6.5), и

После подстановки :

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

10.2 Промежуточный вал

Изгибающие моменты:

относительно оси у:

относительно оси х:

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

По таблице 6.5 [1]и по таблице 6.8 [1]

Коэффициенты запаса прочности по формулам (6.18) и (6.19):



Общий коэффициент запаса прочности:

10.3 Выходной вал

Сечение А - А:

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению (

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:

Сечение Б - Б:

Изгибающий момент (положим Х=60 мм).

Момент сопротивления сечения нетто прии

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Момент сопротивления кручению нетто:



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б:



11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение меньшего быстроходного колеса примерно на 20 мм. По таблице 8.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях и скорости v= 3,016 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 81,5 сСт.

Для тихоходной ступени при контактных напряженияи скорости v=0,42 м/с , рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 177 сСт.

Средняя вязкость масла равна

Принимаем масло индустриальноеИГП-150 (по ТУ 38-10145-78).

Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Смазывание подшипников качения производится тем же маслом, разбрызгиваемым зубчатым колесом и стекающим по стенкам корпуса редуктора.



Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин : учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский и др. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

2. Чекмарев А.А. Справочник по машиностроительному черчению / А.А. Чекмарев, В.К. Осипов. - Изд. 2-е ;перераб. - М.:Высш. шк. Изд. центр «Академия», 2000. - 493 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. / В.И. Анурьев ; под ред. И.Н. Жестковой. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение , 2001. - 912 с.

4. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование : справочное учебнометодическое пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скобейда. - М.:Высш. шк., 2005. - 309 с.

Размещено на Allbest.ru

...