Проектирование привода к валу ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

по курсу «Детали машин и основы конструирования»

Тема проекта «Проектирование привода к валу ленточного конвейера»

2015 год

1. Техническое задание

Синхронная частота вращения вала электродвигателя: n_c = 1500 об/мин

Мощность: P₃ = 10 кВт.

Скорость: щ₃ = 30 рад/с

Срок службы: t = 8000 час.

1. Выбор двигателя

Общий кпд привода: з = з₁з₂з₃з₄³=0,98·0,97·0,94·0,99³=0,867

з₁ = 0.98 - кпд муфты

з₂=0.97 - кпд цилиндрической косозубой передачи

з₃=0.94 - кпд цепной передачи

з₄=0.99 - кпд пары подшипников

Требуемая мощность двигателя: P_ДВ = P₃/з = 10/0,867 = 11,5 кВт.

Частота вращения выходного вала: n₃ = 30щ₃/р=30·30/3,14 = 286,6 об/мин

Выбираем электродвигатель - АИР 132М4

Частота вращения: n₁=1447 об/мин

Номинальная мощность: P_НОМ=11 кВт. Т_П/Т_Н = 2,2

2. Выбор передаточных чисел ступеней привода

Передаточное число механизма привода: u = u₁u₂ = n₁/n₃ = 1447/286,6 = 5,05

Принимаем стандартное передаточное число редуктора u₁=3,15

Тогда передаточное число цепной передачи: u₂ = u/u₁ = 5,05/3,15 = 1,6

Тогда передаточное число привода: u = u₁u₂ = 3,15·1,6 = 5,05

3. Расчет кинематических и силовых характеристик на валах привода

Частоты вращения валов.

n₁ = 1447 об/мин

n₂ = n₁/u₁ = 1447/3,15 = 459,4 об/мин

n₃ = n₁/u = 1447/5,05 = 286,5 об/мин

Угловые скорости валов.

щ₁ = рn₁/30 = 3,14·1447/30 = 151,5 рад/с

щ₂ = рn₂/30 = 3,14·459,4/30 = 48,1 рад/с

щ₃ = рn₃/30 =3,14·286,5/30 = 30 рад/с

Мощности на валах механизма привода.

P₁ = P_номз₁з₄ = 11·0,98·0,99 = 10,7 кВт

P₂ = P₁з₂з₄ = 10,7·0,97·0,99 = 10,3 кВт

P₃ = P₂з₃з₄ = 10,3·0,94·0,99 = 9,6 кВт

Крутящие моменты на валах механизма привода.

T₁ = 9550P₁/n₁ = 9550·10,7/1447 = 70,6 Н·м

T₂ = 9550P₂/n₂ = 9550·10,3/459,4 = 214 Н·м

T₃ = 9550P₃/n₃ = 9550·9,6/286,5 = 320 Н·м

№ вала	P, кВт	n, об/мин	щ, рад/с	T, Н*м
1	10,7	1447	151,5	70,6
2	10,3	459,4	48,1	214
3	9,6	286,5	30	320

Исходные данные

			Т, Н*м	n, об/мин
Шестерня (1)	70,6	1447
Колесо (2)	214	459,4
u1=	3,15	tУ=	8000	часов

1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес. Вычисление допускаемых напряжений

Шестерня: сталь 40ХН, улучшение, твердость 310 НВ

Колесо: сталь 50, нормализация, твердость 210 HB

Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса

[у_H]₁ = у_H01K_HL1/S_H1;

[у_H]₂ = у_H02K_HL2/S_H2;

у_H01 = 2HB+70 = 2·310+70 = 690 МПа

у_H02 = 2HB+70 = 2·210+70 = 490 МПа

S_H1 = 1,1 S_H2 = 1,1, т.к. т/о - улучшение и нормализация

N_H01 = 31,5 млн. циклов

N_H02 = 10 млн. циклов

N₁ = 60n₁t = 60·1447·8000 = 6,9*10⁸ = 690 млн. циклов

N₂ = 60n₂t = 60·459,4·8000 = 2,2*10⁸ = 220 млн. циклов

N₁ > N_H01 K_HL1 = 1

N₂ > N_H02 K_HL2 = 1

[у_H]₁ = у_H01K_HL1/S_H1 = 690·1/1,1 = 627,3 МПа

[у_H]₂ = у_H02K_HL2/S_H2 = 490·1/1,1 = 445,5 МПа

Наименьшее допускаемое контактное напряжение: [у_H]_min = 445,5 МПа

[у_H] = ([у_H]₁+[у_H]₂) 0,45 = (627,3 + 445,5) 0,45 = 482,8 МПа < 1,25·445,5 = 556,9 МПа - условие выполняется

Расчетное допускаемое контактное напряжение [у_H] = 482,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса

Шестерня: [у_F]₁=у_F01K_FL1/S_F1; Колесо: [у_F]₂=у_F02K_FL2/S_F2;

у_F01 = 1,8HB = 1,8·310 = 558 МПа

у_F02 = 1,8HB = 1,8·210 = 378 МПа

S_F1=1.75 S_F2=1.75 - коэффициент запаса

N₁= 6,9*10⁸ > 4*10⁶ K_FL1 = 1

N₂= 2,2*10⁸ > 4*10⁶ K_FL2 = 1

[у_F]₁ = у_F01K_FL1/S_F1 = 558·1/1,75 = 319 МПа

[у_F]₂ = у_F02K_FL2/S_F2 = 378·1/1,75 = 216 МПа

Допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках (пусках ЭД)

[у_H]_max1 = 2,8·у_T1 = 2,8 785 = 2198 МПа - контактные напряжения

[у_H]_max2 = 2,8·у_T2 = 2,8 314 = 879,2 МПа - контактные напряжения

[у_H]_max = 0,45·([у_H]_max1 + [у_H]_max2) = 0,45·(2198 + 879,2) = 1385 МПа

[у_F]_max1 = у_F01K_FLmax·K_st /2 = 558·4·1,3/2 = 1451 МПа - при изгибе

[у_F]_max2 = у_F02K_FLmax·K_st /2 = 378·4·1,3/2 = 983 МПа - при изгибе

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.1 Определение межосевого расстояния

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

ш_ba = 0,4

ш_bd = b/d₁ = ш_ba (u₁ +1)/2 = 0,4 (3,15 + 1)/2 = 0,83

K_Hв = 1,03

Межосевое расстояние для цилиндрической передачи:

a_w = 430(u₁+1)(T₂K_Hв/([у_H]²u₁²ш_ba))^1/3 =

= 430·(3,15+1)·(214·1,03/(482,8²·3,15²·0,4))^1/3 = 110,6 мм

Принято a_w = 112 мм

2.2 Числа зубьев колес

b_w = ш_ba·a_w = 0,4·112 = 44,8 мм

Принято b_w = 40 мм

m = b_w/ш_bm = 40/27 = 1,48 мм

Принимаем m = 1,5 мм

= 15°

Суммарное число зубьев:

z_сумм=2a_w·cos()/m = 2·112·cos(15°)/1,5 = 144,2

Принято z_сумм = 144

Фактический угол наклона: cos = m·z_сумм/(2a_w) = 1,5·144/(2·112) = 0,9643

= arccos(0.9643)·180/3,14159 = 15,36

Число зубьев шестерни z₁ = z_сумм/(u₁+1) = 144/(3,15+1) = 34,7

принято z₁ = 35

Число зубьев колеса z₂ = z_сумм - z₁ = 144-35 = 109

Фактическое передаточное число u_1ф = z₂/z₁ = 109/35 = 3,1

его отклонение от заданного :|3,15 - 3,1|/3,15 = 1,6 % < 4%, что допустимо

2.3 Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры:

d₁ = z₁·m/cosв = 35·1,5/0,9643 = 54,44 мм

d₂ = z₂·m/cosв = 109·1,5/0,9643 = 169,55 мм

d_a1 = m·(z₁/ cosв +2) = 1,5·(35/0,9643 +2) = 57,44 мм

d_a2 = m·(z₂/ cosв +2) = 1,5·(109/0,9643 +2) = 172,55 мм

d_f1 = m·(z₁/ cosв - 2,5) = 1,5·(35/0,9643 - 2,5) = 50,69 мм

d_f2 = m·(z₂/ cosв - 2,5) = 1,5·(109/0,9643 - 2,5) = 165,8 мм

b₂ = b_w = 40 мм

b₁ =b₂ + (5..10) = 40 +10 = 50 мм

2.4 Проверка зубья на контактную выносливость

Z_H = 1,76·(cos)^1/2 = 1,76·0,9643^1/2 = 1,64 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев

Z_M = 275 МПа^1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс

Z = (1/)^1/2 = (1/1,7)^1/2 = 0,77 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

= (1,8 - 3,2(1/z₂ + 1/z₁))·cos = (1,8 - 3,2(1/109 + 1/35))·0,9643 = 1,7 - коэффициент торцевого перекрытия

K_H = K_H·K_HV·K_H = 1,03·1,04·1,09 = 1,17 - коэффициент нагрузки

V_окр = ·d₁·n₁/60000 = 3,14·54,44·1447/60000 = 4,1 м/с Степень точности: 8

K_HV = 1,04

K_H = 1,09

K_H = 1,03

Расчетное контактное напряжение

у_H= Z_H·Z_M·Z·(2·K_H·T₂·(u_1ф+1)·1000/(d₂²·b_w))^1/2 =

=1,64·275·0,77·(2·1,17·214·(3,1+1)·1000/(169,55²·40))^1/2 = 464 МПа

Недогрузка составляет (482,8 - 464)/482,8 = 3,9%<10% - условие выполняется

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = 2Т₁/d₁ = 2·70,6·1000/54,44 = 2594 Н

радиальная F_r = F_ttgб/cosв = 2594·tg(20)/0,9643 = 979 Н

осевая F_a = F_ttgв = 2594·tg(15,36) = 713 Н



2.5 Проверка на выносливость при изгибе

Определим коэффициент нагрузки K_F = K_FвK_FvK_F:

K_Fв = 1,05

K_Fv = 1,11

K_Fб = 0,91

K_F = K_FвK_FvK_F = 1,05·1,11·0,91 = 1,06

Y_в = 1-в°/140° = 1-15,36°/140° = 0,89

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

z_v1 = z₁/cos³в = 35/0,9643³ = 39

z_v2 = z₂/cos³в = 109/0,9643³ = 121

Коэффициенты формы зуба

Y_F1 = 3,7

Y_F2 = 3,6

у_F1 =K_F·F_t/(b_w·m) ·Y_F1·Y_в = 1,06·2594/(40·1,5)·3,7·0,89 = 151 МПа < 319 МПа - условие выполняется

у_F2 =K_F·F_t/(b_w·m) ·Y_F2·Y_в = 1,06·2594/(40·1,5)·3,6·0,89 = 146 МПа < 216 МПа - условие выполняется

2.6 Проверка на кратковременную перегрузку

у_Hmax = у_H·(T_пуск/T)^1/2 = 464·2^1/2 = 656 МПа < 1385 МПа - условие выполняется

у_{Fmax 1}= у_F1·(T_пуск/T) = 151·2 = 302 МПа < 1451 МПа - условие выполняется

у_{Fmax 2}= у_F2·(T_пуск/T) = 146·2 = 292 МПа < 983 МПа - условие выполняется

			Т, Н*м	n, об/мин
Ведущая звездочка (z4) - 1	214	459,4
Ведомая звездочка (z3) - 2	320	286,5
uцеп=u2=	1,6	tУ=	8000	часов

Проектный расчет открытой цепной передачи.

z₁ = 31 - 2u₂ = 31 - 2·1.6 = 27,8 принято z₁ = 27

z₂ = u₂z₁ = 1,6·27 = 43,2 принято z₂ = 43

u_2ф = z₂/z₁ = 43/27 = 1,59

Отклонение от заданного |1,6 - 1,59|/1,6 = 0,6%

k_д = 1 - динамический коэффициент

k_а = 1 - коэффициент влияния межосевого расстояния

k_н = 1 - коэффициент влияния наклона цепи

k_р = 1.25 - коэффициент влияния способа регулирования натяжения цепи

k_см = 1,3 - коэффициент влияния способа смазывания цепи

k_п = 1 - коэффициент влияния периодичности работы передачи

k_Э = k_д k_а k_н k_р k_см k_п = 1·1·1·1,25·1,3·1 = 1,63

Предполагаемое значение шага цепи t = 25,4 мм

Ориентировочное допускаемое давление в шарнирах цепи определяем по табличным значениям:

[p] = 25,7 + (459,4 - 400)·(22,9 - 25,7)/(600 - 400) = 24,9 МПа

Выбрана цепь ПР - 25,4 - 56700

[p] = 24,9 МПа

t = 25,4 мм

d_p = 15,88 мм

q = 2,6 кг/м

А_оп = 178 мм²

B = 39 мм

d_i = t/sin(180/z_i) - диаметры делительных окружностей звёздочек

d₁ = 25,4/sin(180/27) = 218 мм

d₂ = 25,4/sin(180/43) = 347 мм

d_ai = t(0,5 + ctg(180/z_i) - диаметры вершин звёздочек

d_a1 = 25,4(0,5 + ctg(180/27) = 230 мм

d_a2 = 25,4(0,5 + ctg(180/43) = 360 мм

а = (30..50)t

Примем а = 762 мм

L_t = 2a_t + 0,5z + ²/а_t - число пластин цепи

a_t = a/t = 30

z = z₁ + z₂ = 27 + 43 = 70

L_t = 230 + 0,570 + (2,5)²/30 = 95,2 96

Уточняем межосевое расстояние:

а = 0,25t(L_t - 0,5z + ((L_t - 0,5z)² - 8²)^1/2 = 0,2525,4(96 - 0,570 + ((96 - 0,570)² - 8(2,5)²)^1/2 = 772 мм

Проверочный расчет цепной передачи:

а) на износостойкость:

p = F_tk_Э/A_оп = 1963·1,63/178 = 17,98 МПа < 24,9 МПа - условие выполняется.

F_t = 2000T₁/d₁ = 2000214/218 = 1963 Н

б) на прочность:

S = F_разр/k_дF_t [S] = 7 + 0,25tn₁10^-3

S = 56700/11963 = 28,88 [S] = 7 + 0,2525,4459,410^-3 = 9,9 - условие выполняется

в) на отсутствие резонансных колебаний цепи:

n_кр1 = (9,510⁵/z₁а) (P₁/V_цq)^1/2 ? n₁

V_ц = tzn₁/601000 = 25,427459,4/601000 = 5,3 м/с

n_кр1 = (9,510⁵/270,772) (10,3/5,32,6)^1/2 ? n₁ - условие выполняется

Определение силы, действующей на вал:

F_B ? k_дF_t = 11963 = 1963 Н

Сводная таблица результатов расчета цепной передачи:

t,	d1,	d2,	da1,	da2,	a,	Ft,	FВ,
мм	мм	мм	мм	мм	мм	H	H
25,4	218	347	230	360	772	1963	1963

Исходные данные:

№ вала	n, об/мин	T, Н*м
1	1447	70,6
2	459,4	214
3	286,5	320

Определение толщины стенки редуктора:

= 0,025а_W + 1 8 мм

0,025а_W + 1 = 3,8 = 8 мм

Определение зазора

· между зубчатым колесом и внутренней стенкой редуктора:

· а = (1..1,2) = 9,6 мм

· между колесом и дном редуктора:

· b₀ = 3а = 28,8 мм

Определение способа смазки подшипника и глубину установки его в корпус:

Скорость вращения ведомого колеса

V = d₂n₂/60000 = 3,14169,55459,4 = 4,1 м/с С = 0 подшипник смазывается тем же смазочным материалом, что и зубчатые колёса

Ширина фланца корпуса редуктора

= + 2,5d_Б = 8 + 2,58 = 28 мм

d_Б - диаметр болта, соединяющего крышку и основания

Проектирование валов

а) быстроходный вал

Ступень 1. Диаметр выходного конца вала

d₁ = 0,8d_в.эд. = 0,838 = 30,4 мм принимаем

d_В1 = 30 мм

Ступень 2. Подшипник

d_П1 d_В1 + 2t_цил = 30 + 23,5 = 37 мм принимаем

t_цил = 3,5 мм - высота буртика

d_П1 = 35 мм

Выбираем радиальный шарикоподшипник 207

Параметры подшипника:

d = 35 мм

D = 72 мм

B = 17 мм

S = 0,15(D - d) = 5,55 мм - толщина кольца

Ступень 3. Диаметр буртика подшипника

d_БП1 d_П1 + 3r = 35 + 32,5 = 42,5 принимаем

d_БП1 = 42 мм

Ступень 4. Подшипник

d_П1 = 35 мм

Крышки подшипников

d_B = 8 мм - диаметр винта

n = 4 - число винтов

D₂ = D + 5d_B = 72 + 58 = 112 мм - больший диаметр

H = 12 мм - толщина

б) тихоходный вал

Ступень 1. Диаметр выходного конца вала

d_В2 = 32,9 мм принимаем

d_В2 = 32 мм

Ступень 2. Подшипник

d_П2 d_В2 + 2t_цил = 39 мм принимаем

d_П2 = 40 мм

t_цил = 3,5

Выбираем радиальный шарикоподшипник 208

Параметры подшипника:

d = 40 мм

D = 80 мм

B = 18 мм

S = 0,15(D - d) = 6 мм - толщина кольца

Ступень 3. Колесо

d_K2 d_П2 + 3r = 47,5 мм принимаем

d_K2 = 48 мм

r = 2,5

Ступень 4. Буртик колеса

d_БК2 d_K2 + 3f = 52,8 мм принимаем

d_БК2 = 53 мм

f = 1,6

Ступень 5. Подшипник

d_П2 = 40 мм

Крышки подшипников

d_B = 8 мм - диаметр винта

n = 4 - число винтов

D₂ = D + 5d_B = 80 + 58 = 120 мм - больший диаметр

H = 12 мм - толщина

Расчёт тихоходного вала

F_t = 2594 Н

F_r = 979 Н

F_a = 713 Н

F = 1963 Н

d₂ = 169,55 мм

а = 65 мм

b = 44 мм

c = 44 мм

Определение реакция опор, построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

Вал заменим расчётной схемой, опору, в сторону которой направлена осевая сила, обозначим 2, и все внешние силы приводим к оси симметрии сечения:

M_xa = F_a d₂/2 = 713169,55/2 = 60,4 Нм

T = F_t d₂/2 = 2594 169,55/2 = 220 Нм

М_x(2) = 0

М_x(2) = - R_y1(b + c) - F_rb + Fa = 0 R_y1 = (Fa - F_rb)/(b+c) = (19630,088 - 9790,044)/(0,044+0,044) = 1647 H

R_y2 = F + F_r + R_y1 = 4589 H

М_y(2) = 0

М_y2) = R_x1(b + c) - F_tb = 0 R_x1 = F_tb/(b + c) = 25940,044/(0,044+0,044) = =1297H

R_x2 = F_t - R_x1 = 1297 H

Выбор материала вала

Выбираем сталь 45.

_В = 900 H/мм² - предел прочности;

_-1 = 410 H/мм² - предел выносливости при нормальных напряжениях;

_-1 = 230 H/мм² - предел выносливости при касательных напряжениях;

= 0,1- коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла при сдвиге.

Намечаем опасные сечения

Сечение	Мизг, [Hм]	T, [Hм]	Концентратор	Запас прочности
1-1	127,6	220	Посадка с натягом	4,5
2-2	103,7	220	Ступенчатый переход с галтелью	8
3-3	58,3	220	Шпоночный паз	13,6

s_min = 4,5 > 1,5

s_max = 13,6 > 5 Рекомендовано уменьшить диаметр вала d

Определение запаса прочности каждого опасного сечения

1 -1 - Посадка с натягом

Изгибающий момент:

M = M_X = 127,6 Н·м

Крутящий момент: T=220 Н·м

Диаметр вала d = 40 мм,

Моменты сопротивления сечения вала:

- осевой W = рd³/32 = 3,14·40³/32 = 6280 мм³

- полярный W_p = рd³/16 = 3,14·40³/16 = 12560 мм³

Амплитуды напряжений цикла в этом сечении :

у_a = M/W = 127,6·1000/6280 = 20,3 МПа

ф_a = T/(2W_к) = 220·1000/(2·12560) = 8,75 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

(K_у)_d = (K_у/K_dу + 1/K_Fу - 1)/K_V = (3,87 + 1,164 - 1)/1 = 4

(K_ф)_d = (K_ф/K_dф + 1/K_F - 1)/K_V = (2,34 + 1,164 - 1)/1 = 2,5

K_у - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе

K_ф - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

K_dу - коэффициент влияния абсолютных размеров при изгибе

K_dф - коэффициент влияния абсолютных размеров при кручении

K_V=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(у_-1)_D = у_-1/(K_у)_d = 410/4 = 102,5 МПа

(ф_-1)_D = ф_-1/(K_ф)_d = 230/2,5 = 92 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

термообработка зубчатый изгиб шестерня

s_у = (у_-1)_D/у_a = 102,5/20,3 = 5

s_ф= (ф _-1)_D/ф_a = 92/8,75 = 10,5

Результирующий коэффициент запаса прочности вала

s = s_уs_ф / (s_у² + s_ф²)^1/2 = 5·10,5/(5² + 10,5²)^1/2 = 4,5 > [s]=2 - условие выполняется

2 - 2 - Галтель

Изгибающий момент:

M = (M_X² + M_Y²)^1/2 = (99² + 31²)^1/2 = 103,7 Н·м

Крутящий момент: T = 220 Н·м

Диаметр вала d=40 мм,

Моменты сопротивления сечения вала:

- осевой W = рd³/32 = 3,14·40³/32 = 6280 мм³

- полярный W_p = рd³/16 = 3,14·40³/16 = 12560 мм³

Амплитуды напряжений цикла в этом сечении :

у_a = M/W = 103,7·1000/6280 = 11,6 МПа

ф_a = T/(2W_к) = 220·1000/(2·12560) = 8,75 МПа

Параметры галтели:

t = 3,5 мм - высота заплечика

r = 1 мм - радиус галтели

t/r = 3,5/1 = 3,5 мм

r/d = 1/40 = 0,025 мм

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

(K_у)_d = (K_у/K_dу + 1/K_Fу - 1)/K_V = (2,25/0,85 + 1,164-1)/1 = 2,8

(K_ф)_d = (K_ф/K_dф + 1/K_F - 1)/K_V = (1,75/0,73 + 1,164-1)/1 = 2,5

K_у = 2,25 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе

K_ф = 1,75 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

K_dу = 0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров при изгибе

K_dф = 0,73 - коэффициент влияния абсолютных размеров при кручении

K_V=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(у_-1)_D = у_-1/(K_у)_d = 410/2,8 = 146 МПа

(ф_-1)_D = ф_-1/(K_ф)_d = 230/2,5 = 92 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_у = (у_-1)_D/у_a = 146/11,6 = 12,6

s_ф = (ф _-1)_D/ф_a = 92/8,75 = 10,5

Результирующий коэффициент запаса прочности вала в рассматриваемом сечении

s = s_уs_ф/(s_у² + s_ф²)^1/2 = 12,6·10,5/(12,6² + 10,5²)^1/2 = 8 > [s] = 2 - условие выполняется

3 - 3 Шпоночный паз

Изгибающий момент:

M = (M_X²+M_Y²)^1/2 = (12,1² + 57²)^1/2 = 58,3 Н·м

Крутящий момент: T = 220 Н·м

Диаметр вала d=48 мм, сечение шпонки b x h = 14 x 9

Моменты сопротивления сечения вала:

- осевой W = рd³/32 - bh(2d-h)²/(16d) = 3,14·48³/32 - 14·9·(2·48 - 9)²/(16·48) = 9610 мм³

- полярный W_к = рd³/16 - bh(2d - h)²/(16d) = 3,14·50³/16 - 14·9·(2·50 - 9)²/(16·50) = 20601 мм³

Амплитуды напряжений цикла в этом сечении :

у_a = M/W = 58,3·1000/9610 = 6,1 МПа

ф_a = T/(2W_к) = 220·1000/(2·20601) = 5,3 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

(K_у)_d = (K_у/K_dу + 1/K_Fу -1)/K_V = (1,9/0,85 + 1.164-1)/1 = 2,39

(K_ф)_d = (K_ф/K_dф + 1/K_F - 1)/K_V = (1,9/0,73 + 1.164-1)/1 = 2,76

K_у = 1,9 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе

K_ф= 1,9 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

K_dу=0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров при изгибе

K_dф=0,73 - коэффициент влияния абсолютных размеров при кручении

K_V=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

(у_-1)_D = у_-1/(K_у)_d = 410/2,39 = 171,5 МПа

(ф_-1)_D=ф_-1/(K_ф)_d = 230/2,76 = 83,3 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_у = (у_-1)_D/у_a =171,5/6,1 = 28

s_ф = (ф _-1)_D/ф_a = 83,3/5,3= 15,7

Результирующий коэффициент запаса прочности вала в рассматриваемом сечении

s = s_уs_ф/(s_у² + s_ф²)^1/2 = 28·15,7/(28² + 15,7²)^1/2 = 13,6 > [s]=2 - условие выполняется

Расчёт подшипников качения

С = 32 кН

С₀ = 17,8 кН

R_x1 = 1297 Н

R_x2 = 1297 Н

R_y1 = 1647 Н

R_y2 = 4589 Н

F_a = 713 Н

n = 459,4 об/мин

t = 8000 ч

работа с умеренными толчками и вибрацией, рабочая температура подшипникового узла менее 100С

Расчётная схема

Суммарная радиальная нагрузка на ПК

R₁= ((R_x1)² + (R_y1)²)^1/2 = ((1297)² + (1647)²)^1/2 = 2096 Н

R₂= ((R_x2)² + (R_y2)²)^1/2 = ((1297)² + (4589)²)^1/2 = 4769 Н

- условие работоспособности ПК

Рассмотрим левый подшипник

А₂ = F_a = 713 H

P = (XVR₂ + YA₂) K_БК_t = (114769 + 0713) 1,41 = 6677 H

V = 1 - коэффициент вращения кольца

K_t = 1 - температурный коэффициент

K_б = 1,4 - коэффициент безопасности

e ? 0,528(A₂/С₀)^0,24 = 0,528(713/17800)^0,24 = 0,24

А2/R2 = 713/4769 = 0,15 < e = 0,24 X = 1; Y = 0

Левый подшипник не работоспособен. Заменяем лёгкую серию на среднюю ПК№308.

С = 41 кН

С₀ = 22,4 кН

e ? 0,528(A₂/С₀)^0,24 = 0,528(713/22400)^0,24 = 0,23

А2/R2 = 713/4769 = 0,15 < e = 0,23 X = 1; Y = 0

P = (XVR₂ + YA₂) K_БК_t = (114769 + 0713) 1,41 = 6677 H

Подшипник работоспособен

Рассмотрим правый подшипник

А₁ = 0

P = K_БК_tR₁ = 1,4 12096 = 2934,4 H

Подшипник работоспособен

Исходные данные

T = 214 Hм

Материал колеса: сталь

d = 48 мм

l = 40 мм

Определение размеров призматической шпонки

d = 48 мм

b = 14 мм

h = 9 мм

t₁ = 6 мм

t₂ = 3,8 мм

l_шп = l_ст - (10…5)мм = 30…35 мм

Примем l_шп = 32 мм

l_р = l_шп - b = 32 - 14 = 18 мм

Проверка шпонки на прочность по напряжениям смятия

[у_см] = 200 МПа - натяг

у_см = 2T10³/(d(h-t₁) l_р) = 2·214·1000/(48·(9 - 6)·18) = 165 МПа < [у_см] = 200 МПа

Шпоночное соединение удовлетворяет условию прочности

Выходной конец тихоходного вала

Исходные данные

T = 214 Hм

d = 32 мм

l = 48 мм

Определение размеров призматической шпонки

d = 32 мм

b = 10 мм

h = 8 мм

t₁ = 5 мм

t₂ = 3,3 мм

l_шп = l_ст - (10…5)мм = 38…43 мм

Примем l_шп = 40 мм

l_р = l_шп - b = 40 - 10 = 30 мм

Проверка шпонки на прочность по напряжениям смятия

[у_см] = 150 МПа - переходная

у_см = 2T10³/(d(h-t₁) l_р) = 2·214·1000/(32·(8 - 5)·30) = 149 МПа < [у_см] = 150 МПа

Шпоночное соединение удовлетворяет условию прочности

Выходной конец быстроходного вала

Исходные данные

T = 70,6 Hм

d = 30 мм

l = 45 мм

Определение размеров призматической шпонки

d = 30 мм

b = 10 мм

h = 8 мм

t₁ = 5 мм

t₂ = 3,3 мм

l_шп = l_ст - (10…5)мм = 35…40 мм

Примем l_шп = 40 мм

l_р = l_шп - b = 40 - 10 = 30 мм

Проверка шпонки на прочность по напряжениям смятия

[у_см] = 150 МПа - переходная

у_см = 2T10³/(d(h-t₁) l_р) = 2·70,6·1000/(30·(8 - 5)·30) = 52 МПа < [у_см] = 150 МПа

Недогруз шпонки

Берём меньшую шпонку

b = 4 мм

h = 4 мм

t₁ = 2,5 мм

t₂ = 1,8 мм

l_шп = l_ст - (10…5)мм = 35…40 мм

Примем l_шп = 40 мм

l_р = l_шп - b = 40 - 4 = 36 мм

Проверка шпонки на прочность по напряжениям смятия

[у_см] = 150 МПа - переходная

у_см = 2T10³/(d(h-t₁) l_р) = 2·70,6·1000/(30·(4 - 2,5)·36) = 87 МПа < [у_см] = 150 МПа

Уменьшаем длину ступицы

l_ст = 35 мм

l_шп = l_ст - (10…5)мм = 25…30 мм

Примем l_шп = 25 мм

l_р = l_шп - b = 25 - 4 = 21 мм

Проверка шпонки на прочность по напряжениям смятия

[у_см] = 150 МПа - переходная

у_см = 2T10³/(d(h-t₁) l_р) = 2·70,6·1000/(30·(4 - 2,5)·21) = 149 МПа < [у_см] = 150 МПа

Шпоночное соединение удовлетворяет условию прочности

Таблица допусков и посадок для сопряжений тихоходного вала редуктора

Наименование сопряжённых деталей	Номинальный размер с посадкой	Предельные отклонения, мкм	Зазор, мкм	Натяг, мкм
		отверстие	вал	max	min	max	min
Зубчатое колесо - вал	48 H7/p6	+25 0	+42 +26	-	-	42	1
Распорная втулка - вал	53 H7/h7	+25 0	0 -25	50	-	-	-
ПК - вал	40 L0/k6	0 -12	18 2	-	-	30	2
ПК - корпус	80 H7/l0	+35 0	0 -15	50	-	-	-
Крышка ПК - корпус	80 H7/h6	+35 0	0 -22	57	-	-	-

Смазывание редуктора.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло.

Минимальный объем масляной ванны определим, считая, что необходимо

V₁ =0.3 дм³ масла на 1 кВт входной мощности редуктора.

Тогда минимальный уровень масла h_м = V₁P/(AB) = 0,3·10/(3,2·1,25) = 0,75 дм,

где A = 3,2 дм, B = 1,25 дм - размеры дна редуктора;

P = 10 кВт - входная мощность редуктора.

Для контактного напряжения у_H = 1385 МПа и окружной скорости v = 4,1 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла n = 28 мм²/с.

Сорт масла: И-Л-А-22 ГОСТ 20799-88

Подшипники смазываются разбрызгиванием масла из картера редуктора.

Литература

1. М.А. Сляднев, С.А. Макушкин. Проектирование модифицированных приводов нефтегазового оборудования. Часть II. «Примеры расчета механических передач». Учебно-методическое пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования». - М: РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина, 2008 - с.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. Учреждений среднего профессионального образования. - 5-е изд., доп. - М.: Машиностроение, 2007. - 560с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...