Кинематическая схема машинного агрегата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Привод к лесотаске

1 - двигатель, 2 - муфта упругая со здездочкой, 3 - редуктор двухпоточный, 4 - цепная передача, 5 - тяговая цепь, 6 - тяговые звездочки

Исходные данные: редуктор привод напряжение вал

Тяговая сила цепи F, кН 6,5

Скорость тяговой цепи, м/с 0,6

Шаг тяговой цепи р, мм 80

Число зубьев звездочки z 8

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи д, % 5

Срок службы привода Lг, лет 5



1. Кинематическая схема машинного агрегата

Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к лесотаске и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. на ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски.

Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГtcLcKc

где LГ = 5 года - срок службы привода;

КГ - коэффициент годового использования;

КГ = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

tc = 8 часов - продолжительность смены

Lc = 1 - число смен

Кс = 1 - коэффициент сменного использования.

Lh = 365·5·0,82·8·1·1 =11972 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 15 ·103 часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место Установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Лесоперераб. предприятие	5	1	8	15000	С малыми колебаниями	Нереверсив-ный



2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv = 6,5·0,6 = 3,9 кВт

Частота вращения звездочки

nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,6/8·80 = 56 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = змзцил.пзпк2зцеп.пз3пс,

где зм = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

зцил.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи,

зцеп.п = 0,92 - КПД открытой цепной передачи,

зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

зпс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,99·0,97·0,9952·0,92·0,993 = 0,849.

Требуемая мощность двигателя (с учетом двух параллельно работающих двигателей)

Ртр = Ррм/2з = 3,90/2·0,849 = 2,30 кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112M6 [1c.384]:

мощность - 3,0 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 953 об/мин.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n1/nрм = 953/56 = 17,02

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для зубчатой передачи 2ч6,3

- для открытой цепной 2ч5.

Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи

u2 = u/u1 = 17,02/5 = 3,40

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 953 об/мин 1 = 953р/30 = 99,8 рад/с

n2 = n1/u1 = 953/5,0 =191 об/мин 2=191р/30 = 20,0 рад/с

n3 = n2/u2 =191/3,40 = 56 об/мин 3= 56р/30 = 5,86 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn3/6·104 = 8·80·56/6·104 = 0,60 м/с

Отклонение фактического значения от заданного д = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтрзмзпк = 2,30·0,99·0,995 = 2,27 кВт

P2 = 2P1зцил.пзпк = 2·2,27·0,97·0,995 = 4,38 кВт

P3 = P2зцеп.пзпс3 = 2,19·0,92·0,993 = 3,9 к т

Крутящие моменты:

Т1 = P1/1 = 2270/99,8 = 22,7 Н·м

Т2 = 4380/20,0 = 219,0 Н·м

Т3 = 3900/5,86 = 665,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу



Вал	Число оборо-тов об/мин	Угловая ско-рость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	953	99,8	2,300	23,0
Ведущий вал редуктора	953	99,8	2,270	22,7
Ведомый вал редуктора	191	20,0	4,38	219,0
Рабочий вал	56	5,86	3,90	665,5

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.49], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ230 [1c.50],

колесо: термообработка - нормализация - НВ190.

Допускаемые контактные напряжения:

[у]H = KHL[у]H0,

где KHL - коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 = 1·107 [1c.51],

N = 573щLh = 573·20,0·15·103 = 17,3·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[у]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·230+67 = 481 МПа.

[у]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·190+67 = 409 МПа.

[у]H = 0,45([у]H1 +[у]H2) = 0,45(481+409) = 401 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F = KFL[у]F0,



где KFL - коэффициент долговечности

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[у]F01 = 1,03HB1 = 1,03·230 = 237 МПа.

[у]F02 = 1,03HB2 = 1,03·190 = 196 МПа.

[у]F1 = 1·237 = 237 МПа.

[у]F2 = 1·186 = 196 МПа.

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где Ка = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

шba = 0,40 - коэффициент ширины колеса,

КНв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

аw = 43,0(5,0+1)[219,0·103·1,0/(4012·5,02·0,40)]1/3 = 133 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 140 мм.

Модуль зацепления

m > 2KmT2/(d2b2[у]F),

где Km = 5,8 - для косозубых колес,

d2 - делительный диаметр колеса,

d2 = 2awu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм,

b2 - ширина колеса

b2 = шbaaw = 0,40·140 = 56 мм.

m > 2·5,8·219,0·103/233·56·196 = 1,0 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

zc = 2awcosв/m

в = 10° - угол наклона зубьев

zc = 2·140cos10°/2,0 = 138

Число зубьев шестерни:

z1 = zc/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23

Число зубьев колеса:

z2 = zc-z1 = 138 - 23 =115;

уточняем передаточное отношение:

u = z2/z1 =115/23 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cos = zcm/2aW = 1382/2140 = 0,9857 = 9,70°.

Фактическое межосевое расстояние:

aw = (z1+z2)m/2cosв = (115+23)·2,0/2cos 9,70° = 140 мм.

делительные диаметры



d1 = mz1/cosв = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм,

d2 = 2,0·115/0,9857= 233,33 мм,

диаметры выступов

da1 = d1+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм

da2 = 233,33+2·2,0 = 237,33 мм

диаметры впадин

df1 = d1 - 2,4m = 46,67 - 2,5·2,0 = 41,67 мм

df2 = 233,33 - 2,5·2,0 = 228,33 мм

ширина колеса

b2 = baaw = 0,40·140 = 56 мм

ширина шестерни

b1 = b2 + (3ч5) = 56+(3ч5) = 60 мм

Окружная скорость

v = щ2d2/2000 = 20,0·233,33/2000 = 2,33 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная на шестерне и колесе



Ft1 = 2T1/d1 = 2·22,7·103/46,67 = 973 H

Ft2 = 2T2/d2 = 2·219·103/233,33 = 1877 H

- радиальная

Fr = Fttg/cosв = 973tg20є/0,9857= 359 H

- осевая сила:

Fa = Fttg = 973tg 9,70° = 166 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

КНб = 1,09 - для косозубых колес,

КНв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

КНv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

уH = 376[1877(5,0+1)1,09·1,0·1,04/(233,33·44)]1/2 = 372 МПа.

Недогрузка (401 - 372)100/401 = 7,3% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

уF2 = YF2YвFtKFбKFвKFv/(mb2),

где YF2 - коэффициент формы зуба,

Yв = 1 - в/140 = 1 - 9,70/140 = 0,931,

KFб = 1,91 - для косозубых колес,

KFв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

KFv = 1,10 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z1 = 23 > zv1 = z1/(cosв)3 = 23/0,98573 = 24 > YF1 = 3,92,

при z2 =115 > zv2 = z2/(cosв)3 =115/0,98573 = 120 > YF2 = 3,61.

уF2 = 3,61·0,931·1877·1,0·1,0·1,10/2,0·56 = 62,0 МПа < [у]F2

уF1 = уF2YF1/YF2 = 62,0·3,92/3,61 = 67,0 МПа < [у]F1.

Так как расчетные напряжения уH < [уH] и уF < [у]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5 Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 28 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

Кэ - коэффициент эксплуатации

Кэ = КдКсККрегКр,

где Кд = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

Кс = 1,5 - смазка периодическая,

К = 1,0 - положение передачи горизонтальное,

Крег = 1,25 - нерегулируемая передача,

Кр = 1 - работа в одну смену.

Кэ = 1,51,25 = 1,88.

z1 - число зубьев малой звездочки,

z1 = 29 - 2u = 29 - 23,4 = 22,2,

принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 23

р = 2,8(219,01031,88/2328)1/3 = 24,1 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

- диаметр валика d1 = 9,53 мм;

- ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 29,5 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 233,4= 78,2

Принимаем z2 = 79

Фактическое передаточное число

u2 = z2/z1 = 79/23 = 3,43

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

(3,43 - 3,4)100/3,4 = 0,9%

Межосевое расстояние

ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 - 82]0,5}

где Lp - число звеньев цепи,

zc - суммарное число зубьев,

zc =z1+z2 = 23+79 =102,

= (z2 - z1)/2 = (79 - 23)/2 = 8,91.

Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,5102+ 8,912/40 = 132,9



где ар = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем Lp = 132

ар = 0,25{132 - 0,5102+[(132 - 0,5102)2 - 88,912]0,5} = 40,0

a = app = 40,031,75 = 1270 мм.

Длина цепи

l = Lpp = 132·31,75 = 4191 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

dд = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 31,75/[sin(180/23)] = 233 мм,

ведомая звездочка:

dд2 = 31,75/[sin(180/79)] = 796 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

Кz - коэффициент числа зубьев



= р/d1 = 31,75/9,53 = 3,33,

Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/23 = 7,28,

Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/79= 25,13,

De1 = 31,75(0,7+7,28 - 0,31/3,33) = 250 мм,

De2 = 31,75(0,7+25,13 - 0,31/3,33) = 818 мм.

Диаметры впадин:

Df = dд - (d1 - 0,175dд0,5)

Df1= 233 - (9,53 - 0,1752330,5) = 221 мм

Df2= 796 - (9,53 - 0,1757960,5) = 782 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 - 0,15 = 0,9319,05 - 0,15 = 17,57 мм

Толщина диска:

С = b+2r4 = 17,57+21,6 = 20,8 мм

где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15103/p = 15103/31,75= 472 об/мин

Условие n = 191 < [n] = 472 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z1n2/60Lp = 423191/60132 = 2,2



Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z1pn2/60103 = 2331,75191/60103 = 2,32 м/с

Окружная сила:

Ft = Р2/v = 4,38·103/2,32 = 1884 H

Давление в шарнирах цепи

p = FtKэ/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d1b3 = 9,5319,05 = 182 мм3.

р = 18841,88/182 = 19,5 МПа.

Условие р < [p] = 28,5 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(kдFt+Fv+F0)

где Fv - центробежная сила

F0 - натяжение от провисания цепи.



Fv = qv2 = 3,82,322 =20 H

F0 = 9,8kfqa = 9,813,81,270 = 47 H

где kf = 1 - для вертикальной передачи.

s = 89000/(11884+20+ 47) = 45,6 > [s] = 8,6 [1c.94].

Сила давления на вал

Fв = kвFt+2F0 = 1,151884+247 = 2260 H.

где kв = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

Ft = 973 Н

радиальная

Fr = 359 H

осевая

Fa = 165 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

Fм = 100·Т11/2 = 100·22,71/2 = 476 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

Fв = 2260 H.



Рис. 1 - Схема нагружения валов двухпоточного редуктора

Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: ув = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала



где Т - передаваемый момент;

d1 = (16·22,7·103/р10)1/3 = 22 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм,

d1 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)32 = 2538 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 1,5d2 =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 = (16·219,0·103/р20)1/3 = 38 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 40+22,5 = 45,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 45 мм .

Длина вала под уплотнением:

l2 1,25d2 =1,2545 = 56 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 45 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3,2r = 45+3,22,5 = 53,0 мм,

принимаем d3 = 55 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №209 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№209	45	85	19	33,2	18,6

Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 55Ft - 110BX + Fм 80 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

BX = [973·55 + 476·80]/110 = 833 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

AX = BX + FМ - Ft = 833 + 476 - 973 = 336 H



Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 833·55 = 45,8 Н·м

MX2 = 476·80 = 38,1 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 55Fr -110BY - Fa1d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

BY = (359·55 -166·46,67/2)/110 = 144 H

AY = Fr - BY = 359 - 144 = 215 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY = 215·55 = 11,8 Н·м

MY = 144·55 = 7,9 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (АХ2 + АY2)0,5 = (3362 + 2152)0,5 = 399 H

B= (BХ2 + BY2)0,5 = (8332 + 1442)0,5 = 845 H

Силы Ft и Fr в двух поточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС = 190Fв -110DX = 0

Схема нагружения тихоходного вала

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DX = 2260·190/110 = 3904 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

CX = DX - Fв = 3904 - 2260 =1644 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 =1644·55 = 90,4 Н·м

MX2 =1644·110 =180,8 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС = 2Fad2/2 - 110DY = 0

Отсюда находим реакцию опоры C и D в плоскости XOZ

CY = DY = (2·166·233.33/2)/110 = 352 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 352·55 = 19,4 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (16442 + 3522)0,5 =1681 H

D = (39042 + 3522)0,5 = 3920 H

7. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение Fa/Co = 166/13,7103 = 0,012 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение Fa/B =166/845 = 0,20 > e, следовательно Х=0,56; Y= 2,3

P = (XVFr + YFa)KбКТ

где Х - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

Fr - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб =1,3- коэффициент безопасности ;

КТ = 1 - температурный коэффициент.

Р = (0,56·1·845+2,3·166)1,3·1 = 1112 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573щL/106)1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

Стр = 1112(573·99,8·15000/106)1/3 =10561 Н < C = 25,5 кН

Тихоходный вал

Отношение Fa/Co = 166/18,6103 = 0,009 е = 0,18 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение Fa/D =166/3920= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3920+ 0)1,3·1 = 5096 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573щL/106)1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

Стр = 5096(573·20,0·15000·106)1/3 = 28335 Н < C = 33,2 кН

8. Конструктивная компоновка привода

Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:



dст = 1,55d3 = 1,55·55 = 85 мм.

Длина ступицы:

lст = b = 56 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·56 =7,2 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·56 = 14 мм

Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: dа1 = 50,67 мм, b1 = 56 мм, в = 9,70°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,00 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025ат + 3 = 0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·140 + 12 = 17 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников



d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

Конструирование элементов открытых передач

Ведущая звездочка

Делительный диаметр звездочки dд1 = 233 мм

Ширина зуба b = 17,6 мм

Толщина диска С = 20,8 мм

Диаметр проточки

Dc = p•ctg(180/z) - 1,5h = 31,75ctg(180/23) - 1,5•30,2 = 165 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 40 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55•40 = 62 мм

Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)40 = 32…60 мм

принимаем lст = 60 мм.

Ведомая звездочка

Делительный диаметр звездочки dд1 = 796 мм

Диаметр проточки

Dc = p•ctg(180/z) - 1,5h = 31,75ctg(180/79) - 1,5•30,2 = 752 мм

Диаметр вала под звездочкой



= (16·665,5·103/р20)1/3 = 55 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 55 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55•55 = 85 мм

принимаем dст = 85 мм

Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)55 = 44…82 мм

принимаем lст = 80 мм.

Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,5·22,7 = 41 Н·м < [T]

Условие выполняется

Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)4,38 2,5 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,3 м/с и контактном напряжении ув=401 МПа =28·10-6 м2/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

9. Проверочные расчеты

Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t1 - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]см = 50 МПа.

усм = 2·22,7·103/30(7-4,0)(32-8) = 21,0 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 16Ч10Ч45. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см = 100 МПа.

усм = 2·219,0·103/55(10-6,0)(45-16) = 68,7 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 12Ч8Ч70. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см = 100 МПа.

усм = 2·219,0·103/40(8-5,0)(63-12) = 76,8 МПа

Во всех случаях условие усм < [у]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

Fв = 0,5Dx = 0,5•3904 =1952 H

Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности ув = 500 МПа, предел текучести ут = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25ут = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

Fp = [Kз(1 - х) + х]Fв = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]1952 = 2634 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рdp2/4 = р(d2 - 0,94p)2/4 = р(12 - 0,94?1,75)2/4 = 84 мм2

Эквивалентное напряжение

уэкв = 1,3Fp/A = 1,3•2634/84 = 40,8 МПа < [у] = 75 МПа

Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе -1 0,43В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении -1 0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

Ми = Мх = 38,1 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd3/32 = р353/32 = 4,21·103 мм3

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3

Амплитуда нормальных напряжений

уv = Mи/W = 38,1·103/4,21·103 = 9,1 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = m = T1/2Wp = 22,7·103/2·8,42·103 = 2,7 МПа



Коэффициенты:

kу/у = 3,5; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sу = у-1/(kууv/у) = 335/3,5·9,1 =10,5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,50·2,7 + 0,1·2,7) = 27,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = sуs/(sу2 + s2)0,5 =10,5·27,8/(10,52 + 27,82)0,5 = 9,8 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

Ми = 180,8 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd3/32 = р453/32 = 8,95·103 мм3



Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2·8,95·103 =17,9 мм

Амплитуда нормальных напряжений

уv = Mи/W = 180,8·103/8,95·103 = 20,2 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = m = T2/2Wp =219,0·103/2·17,9·103 = 6,1 МПа

Коэффициенты:

kу/у = 3,6; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sу = у-1/(kууv/у) = 335/3,6·20,2 = 4,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,60·6,1 + 0,1·6,1) =11,8

Общий коэффициент запаса прочности



s = sуs/(sу2 + s2)0,5 = 4,6·11,8/(4,62 +11,82)0,5 = 4,3 > [s] = 2,5

Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = LBH = 450•168•340 = 26•106 мм3

L = 450 мм - длина редуктора;

В = 168 мм - ширина редуктора;

Н = 340 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV?10-9 = 0,43?7300?26?106?10-9 = 82 кг

где ц = 0,43 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T2 = 82/219,0= 0,37

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.



Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

Размещено на Allbest.ru

...