Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Спроектувати привод механізма

Складові частини привода:

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий циліндричний вертикальний з косозубими колесами;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

Режим навантаження - В.

Термін роботи 11000 годин.

Термообробка коліс: поліпшення.

Варіант	9
Pв , кВт	16,2
в, с-1	17

Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Визначимо потужність на валу електродвигуна



де - загальний к.к.д. привода

де 1 - к.к.д. циліндричної зубчастої передачі, 1 = 0,97; [2, c.17, табл.2.1]

2 - к.к.д. ланцюгової передачі, 2 = 0,92; [2, c.17, табл.2.1]

3 - к.к.д. муфти, 3 = 0,99; [2, c.17, табл.2.1]

4 - к.к.д. пари підшипників, 4 = 0,99. [2, c.17, табл.2.1]

= 0,97 0,92 0,99 0,993 = 0,857.

Тоді = 18903,15 Вт.

В [2, c.381, табл.A.1] вибираємо за розрахунковою потужністю двигун

18,5 кВт. Перевантаження електродвигуна становить

електродвигун редуктор підшипник шпонковий

Так як перевантаження двигун 18,5 кВт становить , тому вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А - 4А160M4 з паспортними значеннями 18,5 кВт, синхронною частотою обертання n = 1500 , коефіцієнтом ковзання S = 2,2 % по ГОСТ 19523 - 81, [2, c.381, таблиця А.1 ].

Дійсна частота обертання вала електродвигуна

 1500 (1-0,022) = 1467 хв-1.

Кутова швидкість вала електродвигуна

с-1;

Загальне передаточне число приводу

З другого боку загальне передаточне число привода

де u1 - передаточне число зубчастого зачеплення;

u2 - передаточне число ланцюгової передачі.

Значення u1 вибираємо довільно стандартного ряду- u1 = 4,0.

Тоді

Остаточно приймаємо : 4, 2,26.

Кінцево приймаємо: тип двигуна - 4А160M4;

Визначимо частоти обертання, кутові швидкості та крутні моменти на валах привода.

Вал електродвигуна

хв-1;

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

с-1;

= 123,05 Нм.

Вхідний вал редуктора

хв-1;

с-1;

123,05 0,99 0,99 = 120,60 Нм.

Вихідний вал редуктора

= 366,75 хв-1;

= 38,41 с-1;

120,60 4 0,97 0,99 = 463,25 Нм.

Вихідний вал привода

= 162,28 хв-1;

= 17,0 с-1;

463,25 2,26 0,92 0,99 = 953,56 Нм.

Результати обчислень зводимо у таблицю 1.1

Таблиця 1.1 Результати розрахунку приводу

№ вала	п , хв-1	, с-1	Т , Нм
дв	1467	153,62	123,05
1	1467	153,62	120,60
2	366,75	38,41	463,25
3	162,28	17,00	953,56

2. Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень

Для прироблення зубців коліс по таблиці [2, c.25, табл.3.2], приймаємо, в якості матеріалу шестірні, сталь 50, в якості матеріалу колеса - сталь 40. Теpмообробка сталі 50 - покращення, твердість поверхні зубців - НВ 228…255; [2, c.25, табл.3.1]. Максимальний діаметр заготовки шестірні - dМАХ.ЗАГ80мм.

Для виготовлення колеса беремо сталь марки 40 [2, c.25, табл.3.1]. Термообробка - поліпшення, твердість поверхні зубців - НВ 192…228; [2, c.25, табл.3.1]. Максимальний діаметр заготовки шестірні - dМАХ.ЗАГ80мм

Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні - Нср.1=241,5НВ, 530 МПа,790 МПа;

для колеса - Нср.2 = 210НВ, 400МПа,700МПа.

У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою

,

де- границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.

Базу випробувань NНО - визначаємо за формулою

;

.

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості [2, c.27, табл.3.3]:

для шестірні =2ННВ+70=2241,5+70 = 553 МПа;

для колеса =2ННВ+70=2210+70 = 490 МПа;

Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою [2, c.26]:

.

Де - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі

.

Коефіцієнт режиму навантаження визначають за [2, c.27, табл.3.4], а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою

;

,

де h - термін служби передачі в годинах; n - частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і - число одночасних зубчастих зачеплень.

Термін служби передачі h = 11 000 год.

Тоді

;

.

Так як для шестірні і колеса NНЕ > NНО , то беремо ZN1= 1,0; ZN2=1,0.

Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа=(2,5…1,25). Коефіцієнт запасу міцності =1,2, =1,1 визначаються за формулами [2, с. 25].

МПа;

МПа.

Тоді розрахункові контактні напруження

МПа

Необхідна умов виконується

МПа

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою [2, c.28, (3.6)]

,

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань NFO = 4106, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями [2, c.29, табл.3.7]:

для шестірні МПа;

для колеса МПа.

Коефіцієнт довговічності

,

тут mF - показник степеня кривої втоми, який беруть mF=6 для коліс з твердістю H<350HB; mF=9 - для зубчастих коліс із нешліфованою перехідною поверхнею при H>350НВ;

NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі, яке визначають з врахуванням режиму навантаження передачі.

;

.

де - коефіцієнт режиму навантаження; = 0,3 для важкого режиму; [2, c.27, таблиця 3.4 ]

Так як NFO<NFE1, NFE2 то беремо YN1=1, YN2=1;.

Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні

YR=1(якщо Rz<40 мкм)

МПа;

МПа.

2.2 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- розрахункове діюче навантаження Т1= 120,6 Нм;

- передаточне число передачі u= 4;

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса

0,315 ;

- режим роботи передачі - (В) та строк служби h= 11 000 год;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визначаємо міжцентрову відстань

мм,

де = 430 МПа1/3 для косозубих передач; коефіцієнтом , значення якого визначаємо за [2, c.36, табл.3.13] в залежності від схеми розміщення коліс на валах і коефіцієнта

.

При симетричному розташуванні коліс між опорами вала =1,028.

Приймаємо = 200 мм.

Визначаємо модуль зубців зубчастих коліс.

мм.

Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80 mп=3 мм.

Ширина зубчастого вінця колеса:

мм.

Ширина зубчастого вінця шестірні b1 береться більшою

мм.

Попереднє значення кута нахилу зубців =150.

Попередньо визначаємо за формулою

.

Результат округлюємо до найближчого цілого числа 26. Число зубців колеса рівне

.

 Отримане число округлюємо до 104.

Кінцеве значення кута нахилу зубців визначаємо за формулою:

.

Визначення конструктивних розмірів зубчастих коліс. Базові параметри вихідного контуру: кут профілю =20; коефіцієнт висоти головки зубця = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця = 1,25; коефіцієнт радіального зазору с*=0,25.

Розміри зубців косозубої передачі, виконаної без зміщення (нульова передача), визначаємо за формулами:

висота головки зубця

3 мм;

висота ніжки зубця

мм;

висота зубця

мм;

Розміри зубчастих коліс:

діаметр ділильного кола шестірні

мм

діаметр ділильного кола колеса

мм;

діаметри кіл вершин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

мм;

мм;.

діаметри кіл впадин

мм;

мм;

коефіцієнт перекриття у косозубій нульовій передачі при

.

Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині. Колова швидкість у зачепленні

м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс необхідно прийняти 8 - у ступінь точності [2, c.35, табл.3.12].

Сили у зачепленні. Колова сила

Н.

Осьова сила

Н.

Радіальна сила

Н.

Питома колова сила

Н/мм.

Значення КН наведені у [2, c.35, табл.3.11]. При м/с і 8-ій ступені точності КН=1,11. За [2, c.36, табл.3.13] КН=1,028. Для косозубої передачі з твердістю зубців Н1 і Н2 < 350 НВ і м/с [2, c.38, табл.3.15]КН =1,062.

Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців

;

МПа.

Тут параметри мають такі значення: ZЕ =275 МПа1/2 - для стальних зубчастих коліс;

,

де ;

- для косозубих, якщо >1;

>1.

Навантаження зубців коліс передачі становить:

,

що допускається.

Перевіряємо міцність передачі на втому при згині.

Питома колова сила

Н/мм.

За [2, c.37, табл.3.14]при 0,778 з твердістю зубців Н1 < 350 НВ і Н2 < 350 НВ КF=1,071. Значення коефіцієнта КF вибираємо за [2, c.38, табл.3.15], КF = 1,175. Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями КF , визначається залежно від ступеня точності і коефіцієнта торцевого перекриття

.

Виконаємо перевірку міцності передачі на втому при згині. Напруження згину

,

де Y для косозубих передач приймає значення Y = 1 -=1 - /140 = 0,908;

Y =1- для косозубих передач.

Коефіцієнт форми зубців YF визначаємо за [2, c.39, табл.3.16] залежно від еквівалентного числа зубців з врахуванням коефіцієнта зміщення х: YF1= 3,85; YF2=3,75.

Еквівалентне число зубців шестерні і колеса

;

.

Визначаємо напруження згину у зубцях шестерні і колеса

МПа ;

МПа .

Міцність зубців на втому при згині забезпечена.

3. Розрахунок відкритої передачі приводу

Орієнтовне значення кількості зубів ведучої зірочки

,

де u2 - передаточне число передачі.

Отримане значення округляємо до цілого непарного числа z3 = 25.

Кількість зубів веденої зірочки

.

Округляємо отримане значення до цілого непарного числа z4 = 57.

Фактичне передаточне число

Орієнтовне значення кроку ланцюга

= 35,216 мм;

де = 463,25Нм - крутний момент на валу ведучої зірочки, Нмм; - допустимий тиск у шарнірах ланцюга, =27,154 МПа, береться із [2, c.71, табл.6.12] попередньо; =25 - число зубців ведучої зірочки; m = 1- число рядів ланцюга.

Вибираємо роликовий ланцюг ПР-38,1-12700 ГОСТ13568-75 [2,c.384,табл.B2] з параметрами: t = 38,1мм; Fpн =12700 кН.

Швидкість ланцюга

м/с.

Орієнтовно призначаємо міжосьову відстань передачі

мм.

Вибираємо а = 1200 мм.

Число ланок ланцюга

мм.

Отримане значення округляємо до цілого парного числа, W = 104.

Розрахункова міжосьова відстань

Міжосьова відстань передачі із забезпеченням провисання веденої вітки

мм.

Ділильні діаметри зірочок

мм;

мм.

Діаметр кола вершин зірочок

мм;

мм.

Ширина зубчастого вінця зірочки

мм.

Номінальне корисне навантаження ланцюга

Н.

Розрахункове навантаження ланцюга.

= ?2,438 = 7429,0 Н,

де КЕ - коефіцієнт експлуатації.

=1,3?1?1,25 ?1,5?1 = 2,438,

де Кд - коефіцієнт динамічності навантаження (з поштовхами Кд=1,3); Ка - коефіцієнт впливу довжини ланцюга (при а=(30…50)t - Ка=1; - коефіцієнт нахилу міжцентрової лінії до горизонту (при 700 -=1,25); Кз - коефіцієнт умови змащування (при крапельній системі Кз=1,5); Кр - коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній - Кр=1).

Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.

Стійкість ланцюга проти спрацювання оцінюють за умовою

=24,452 МПа,

де Ft - корисне навантаження на ланцюг, Н; - коефіцієнт експлуатації; - допустимий тиск у шарнірі за умови стійкості проти спрацювання, МПа; В - довжина втулки, мм; d - діаметр валика, мм; - коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга ( = 1,0 - для однорядного).

Допустимий тиск у шарнірах, що гарантує, для вибраного строку служби ланцюга, втомну міцність пластин його ланок,

,

де- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин числа зубців ведучої зірочки,



- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин строку служби h, год,

- коефіцієнт, який враховує вплив кроку ланцюга на втомну міцність пластин (показник кореня беруть: k=24 - для ланцюгів з кроком t<25,4 мм і k=6 - для ланцюгів з кроком t>25,4 мм),

- коефіцієнт, який враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки на втомну міцність пластин,

Розрахунок ланцюга на міцність при дії

максимальних короткочасних перевантажень.

Даний розрахунок проводиться за ф-лою

>Smin= 5;

де - руйнівне навантаження, яке задається у стандарті;

- максимальне короткочасно діюче навантаження;

- запас міцності ланцюга.

Максимальне короткочасно діюче навантаження визначають з врахуванням коефіцієнта перевантаження . Для тихохідних передач

= 1,4 ? = 6095,6 H.

Сила, яка діє на вали передачі

=1,15 ? = 3504,97 H ? 3048 H.

4. Проектний розрахунок валів редуктора

Проектний розрахунок виконуємо за заниженими значеннями допустимих напружень на кручення. Визначаємо діаметр d1 вихідного кінця ведучого вала (рис.4.1) за формулою

мм

При з'єднані двигуна редуктором через сполучену муфту повина виконуватись умова

В інтервалі значень d1 приймаємо найменше стандартне значення- 40мм2,ст.78, табл.7.3.

Розрахункове значення діаметра вала під манжету і підшипник

мм,

де t - значення висоти буртика, t =2,5мм [2, c.80, табл.7.3]

приймаємо 45 мм.

Діаметр буртика вала

мм,

де r - координати фаски підшипника, r =3мм [2, c.80, табл.7.3];

приймаємо діаметр буртика вала 60 мм.

Ведений вал.

Допустимі напруження на кручення беремо такі самі, як для ведучого валу. Визначаємо діаметр вихідного кінця вала (рис.4.2)

мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тихохідний вал

Приймаємо d1= 50мм.

Діаметр вала під манжету

 мм,

де t - значення висоти буртика, t =2,8мм [2, c.80, табл.7.3];

приймаємо 60 мм.

Діаметр вала під підшипник

60мм.

Розрахунковий діаметр вала під колесо

мм,

де r - координати фаски підшипника, r =3мм [2, c.80, табл.7.3];

Приймаємо d4 = 70 мм.

Гладка ступінь вала

d5 = d3 + 3f = 70 + 3 2 = 76 мм,

де f - величини фаски маточини, f =2мм [2, c.80, табл.7.3];

Приймаємо d3= 76мм.

5. Підбір підшипників і ескізна компоновка редуктора

При передачі навантаження у зоні зачеплення діє колова, радіальна і осьова сили в циліндричній передачі та навантаження на тихохідний вал від ланцюгової відкритої передачі. Тому в опорах валів необхідно поставити підшипники, які здатні сприймати такі навантаження. Отже, для опор валів підбираємо радіально-упорні підшипники. Розміри підшипників вибираємо з 2,стор.397, табл. Г.3 за діаметром вала у місці встановлення підшипників.

Таблиця 5.1 Характеристика підшипників

Умовне позначення	d	D	B	r	Вантажність, кН
					Динамічна, С	Статична, Со
46309	45	100	25	2	48,1	37,7
36212	60	110	22	2	45,4	36,8

Точки прикладення реакцій опор

Визначається зміщення реакції опор а радіально-упорних підшипників:

-для підшипника серії 46309

мм.

для веденого вала

-для підшипника серії36212

мм

Ескізна компоновка редуктора необхідна для визначення положення зубчастих коліс відносно опор, довжин ділянок валів, реакцій в опорах і розрахунку підшипників.

На початку визначимо основні конструктивні розміри стального шестерні.

Основні розміри шестерні

d = 80мм; d = 86мм; d = 72,5 мм;

Довжина маточини

69 мм, приймаємо 69 мм.

Конструктивні розміри стального колеса.

Основні розміри колеса

Діаметр маточини

d= 1,6d= 1,6 · 70 = 112 мм, приймаємо d= 112 мм

Довжина маточини

l= (1,2 1,5)d= (1,2 1,5)·70 = 84 … 105 мм, приймаємо l= 90 мм.

Товщина обода колеса

= (2,5 4,0)m= (2,5 4,0)·3 = 7,5 мм 12 мм;

Приймаємо = 10 мм

С = 0,3b = 0,3·63 = 18,9 мм;

• Приймаємо C = 19 мм

Після цього визначаємо розміри корпуса редуктора

Товщина стінок основи корпусу і кришки

 = 0,025a+ 1 = 0,025·200 + 1 = 6 мм, 8 мм, тому = 8 мм.

= 0,02a+ 1 = 0,02·200 + 1 5 мм, 8 мм, тому = 8 мм.

Товщина верхнього фланця основи корпусу b = 1,5 =1,5·8 = 12 мм.

Товщина нижнього фланця основи кришки корпусу b1= 1,51 =1,5·8 = 12 мм.

Товщина нижнього фланця основи корпусу без бобишки р1= 2,35 =2,35·8 19 мм.

Діаметри фундаментних болтів

d1 = (0,03 0,036)a+ 12 = (0,03 0,036)·200 + 12 = 18 19,2 ;

приймаємо d1 = M 20;

Діаметри болтів:

біля підшипників d2 = (0,7 0,75)d1 = (0,7 0,75)·20 = 14 15 мм;

приймаємо d2 = М 16;

з'єднуючих основу з кришкою d3 = (0,5 0,6)d1 = (0,5 0,6)·20 = 10 12 мм;

приймаємо d3 = М 10;

Гвинти кріплення кришок підшипників М 6.

Після цього проводимо, приблизно посередині аркушу, паралельно до його короткої сторони вертикальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані аw=200мм. Викреслюємо спрощено шестірню і колесо у вигляді прямокутників, окреслюємо внутрішню стінку корпуса на відповідних відстанях А та А1. Найменша відстань між колесом і стінкою корпуса:

-з діаметральної сторони мм, приймаємо А=8,5мм;

-з торцевої сторони А1=А=10мм.

Викреслюємо контури підшипників. Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймаємо, що підшипники будуть змащуватись масляним туманом, який утворюватиметься від розбризкування масла у зоні зубчастого зачеплення. Підшипники ведучого вала захистимо масловідбивними кільцями від інтенсивного розбризкування масла у зоні зачеплення. Їх товщина визначається розміром y = 2 мм.

Продовжуємо компоновку редуктора. Конструюємо вузол ведучого вала:

-між торцем підшипника і внутрішньою поверхнею стінки корпуса викреслюємо масловідбивні кільця. Кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники;

-викреслюємо кришки підшипників з ущільнюючими прокладками товщиною 1 мм і болтами. Ущільнення використовуємо манжетне.

Аналогічно конструюємо вузол веденого вала. Для фіксації циліндричного колеса передбачаємо з одного боку потовщення вала, а другого - розпірну втулку.

На валах використовуються призматичні шпонки з округленими торцями (ГОСТ 23360-70).

Безпосередніми замірами уточняємо довжини ділянок вала, відстань між опорами, положення зубчастих коліс.

Замірами встановлюємо відстань між реакціями підшипників, розташовуючи їх симетрично відносно середнього перерізу шестерні: l1= 63 мм, l2= 95 мм Так само симетрично розташовуємо підшипники веденого валу. Відстань між реакціями визначаємо по кресленню: l3 = 64 мм, l4= 98 мм.

6. Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

Ведучий вал.

У попередніх розрахунках циліндричної передачі ми визначили сили в зачепленні

3015 Н,1126 Н,

687 Н. Навантаження, яке передається на вал від муфти (табл.7.2, розд.7)

Н.

Із ескізної компоновки редуктора встановлені лінійні розміри вала: 95мм, 63мм.

Розрахункова схема вала зображена на рис.6.1



Розрахункова схема ведучого вала редуктора

Визначаємо реакції в опорах у площині xz.

: ;

Н;

:

Н

Перевірка: ;

Визначаємо реакції в опорах у площині хz.

;

Н;

:

Н

Перевірка: ;

Сумарні реакції в опорах:

Н;

Побудова епюр згинаючих моментів:

 -= Нм;

== - 21,735 Нм;

= - 933 • 0,095 = - 88,635 Нм;

Нм.

Ведений вал.

На вал передаються сили, які виникають у зачепленні циліндричної передачі: 3015 Н,1126 Н, 687 Н та сила від відкритої ланцюгової передачі - 3048Н. Із компоновки редуктора визначені лінійні розміри ділянок вала: 64мм, 98мм.

Розрахункова схема вала зображена на рис.6.2



Розрахункова схема веденого вала

Визначаємо реакції в опорах у площині хz.

; ;

Н;

;;

Н.

Перевірка ; ;

Визначаємо реакції в опорах у площині хz.

;

Сумарні реакції:

Н; Н.

Побудова епюр згинаючих моментів:

-= -1507,5 • 0,064 = - 96,480 Нм;

--1507,5 • 0,064 = - 96,480 Нм;

Нм;

= -58,368 Нм;

= Нм.

7. Розрахунок підшипників на довговічність

Навантаження на підшипник і його довговічність знаходяться у залежності

де - довговічність підшипника до появи втоми, млн. об.; С- базова динамічна розрахункова вантажність; Р- динамічне еквівалентне навантаження на підшипник; m - показник степеня, для кулькових підшипників m=3.

Динамічне навантаження

,

де - відповідно радіальне та осьове зовнішнє навантаження на підшипник; Х,Y - відповідно коефіцієнти радіального та осьового динамічного навантаження, які визначаються з [2,табл.8.10].

Розрахуємо довговічність підшипників ведучого вала.

Навантаження на опорі А і В відповідно дорівнюють 1121 Н ,3163 Н . Кутова швидкість вала 153,62 с-1 , частота обертання становить 1467 хв-1. Розрахунок підшипника виконуємо за навантаженням опори А, як максимально навантаженої.

Визначаємо параметр осьового навантаження за формулою:

; 0,68.

Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням:

.

За умовою відсутності зазору у підшипниках ; .

Тут Н ;

Н.

Нехай = 2151 H, тоді Н.

Умова виконується.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник B. Знайдемо відношення . В залежності від значення е і співвідношення знаходимо за [2,табл.8.10] значення коефіцієнтів осьового і радіального навантаження. Х=1, Y=0.

Тоді

Н

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник A. Знайдемо відношення . В залежності від значення е і співвідношення знаходимо за [2,табл.8.10] значення коефіцієнтів осьового і радіального навантаження. Х=0,41, Y=0,87.

Тоді

Н

Довговічність підшипника у млн. об.

млн.об.,

у годинах год.>11 000год., що допустиме.

Розрахуємо довговічність підшипників веденого вала.

Навантаження на опорі С і D відповідно дорівнюють 5305 Н, 1762Н . Кутова швидкість вала 38,41 с-1 , частота обертання становить 366,75 хв-1.

Розрахунок підшипника виконуємо за навантаженням опори C, як максимально навантаженої.

Визначаємо параметр осьового навантаження за формулою:

; 0,384.

Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням:

.

За умовою відсутності зазору у підшипниках ; .

Тут Н ;

Н.

Нехай = 2037 Н, тоді Н.

Умова виконується.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі D. Знайдемо відношення

> e. В залежності від значення е і співвідношення

знаходимо за [2,c.122,табл.8.10] значення коефіцієнтів осьового і радіального навантаження Х=0,46, Y=1,60.

Тоді

Н.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі C. Знайдемо відношення = e. В залежності від значення е і співвідношення

знаходимо за [2,c.122,табл.8.10] значення коефіцієнтів осьового і радіального навантаження Х=1, Y=0.

Тоді

Н.

Довговічність конічного роликового підшипника у млн. об.

млн.об.,

у годинах год. > 11 000 год., умова виконується.

8. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

В якості шпонок вибираємо шпонки призматичні зі скругленими торцями. Розміри січень шпонок і пазів та довжини шпонок по ГОСТ 23360-78 [2, c.94, табл.8.15]. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруження змяття і умова міцності

,

де Т - крутний момент на валу;

d - діаметр вала;

h - висота шпонки;

t1 - глибина шпоночного паза у валу;

l - довжина шпонки;

b - ширина шпонки;

- допустимі напруження змяття, при чавунній ступиці = 50…70 МПа, при стальній ступиці = 100…120 МПа.

Ведучий вал: d = 40 мм; b h =12 8 мм; t1 = 5 мм; l = 50 мм; Т = 120,60 Нм.

Ведений вал: d = 50мм; b h =14 9 мм; t1 = 5,5 мм; l =70мм; Т = 463,25 Нм.

d = 70 мм; b h =20 12мм; t1 = 7,5 мм; l = 80 мм; Т = 463,25 Нм.

Умова виконана.

9. Розрахунок валів на втомну міцність

Перевірний розрахунок вала полягає у визначенні коефіцієнта запасу міцності S для небезпечного перерізу вала. Допустимий коефіцієнт запасу міцності вала для редукторів загального призначення беруть у межах Sadm=2,0…2,5.

Розглянемо можливі небезпечні перерізи кожного вала.

Ведучий вал.

Матеріал вала сталь 50, термообробка - покращення, МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

МПа.

Переріз А-А. Розглянемо січення при передачі крутного моменту від двигуна через муфту. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу .

Згинаючий момент у перерізі

Нмм.

Площа поперечного перерізу

мм2.

Осьовий момент опору для перерізу, що має шпонковий паз

 мм3.

Полярний момент опору для перерізу, що має шпонковий паз

мм3.

Коефіцієнт запасу міцності перерізу

,

де - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями; - коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями. Вказані коефіцієнти визначаються за відповідними формулами

; ,

де - границя витривалості матеріалу при згині; - границя витривалості матеріалу при кручені; - амплітудне значення згинаючих напружень; - середнє значення постійного нормального напруження; ,- відповідно амплітуда та середнє значення дотичних напружень; - ефективні коефіцієнти концентрації напружень; - коефіцієнт стану поверхні; - коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів поперечного перерізу вала; - границя міцності матеріалу.

Приймаємо [2,c.86,табл.7.12], [2,c.83,табл.7.8], [2,c.86,табл.7.8], [2,c.86,табл.7.11].

Коефіцієнти, що враховують чутливість до асиметрії циклу

; .

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа,

де - осьова сила.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень для вала, що обертається в один бік

МПа

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності

Переріз Б-Б. Концентрацію напружень викликає наявність пресової посадки під підшипником [2,c.86,табл.7.10]. З двох підшипників вибираємо для перевірки січення під підшипником А, так як згинаючі моменти в даному січенні більші. Вибираємо із [2,c.86,табл.7.110]:; ; ;

Згинаючий момент у перерізі (рис.6.2)

Н мм.

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності

.

У всіх випадках S>Sadm.

Ведений вал.

Матеріал вала - сталь 5 нормалізована, МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

Переріз А-А. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу. Приймаємо [2, c.86, табл.7.11], [2, табл.7.8], [2, c.85, табл.7.8], 0,882 [2, c.86, табл.7.11].

Коефіцієнти, що враховують чутливість до асиметрії циклу

;

.

Площа поперечного перерізу

мм2

Згинаючий момент Н мм

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

=

Коефіцієнт запасу міцності

Переріз Б-Б. Концентратором напружень є наявність пресової посадки під підшипником. Приймаємо 3,5; 2,41, [2, табл.7.10], [2,c.86,табл.7.12].

Згинаючий момент Нмм.

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Площа поперечного перерізу

мм2

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності

У всіх випадках S>Sadm.

10. Вибір посадок основних деталей редуктора.

Посадки призначимо відповідно до вказівок, що дані у [2, c.212, табл.10.29]. Посадка зубчастих коліс на валзгідно з ГОСТ 25347-82.

Посадка муфти на вал редуктора . Решту посадок призначаємо, користуючись даними [2, c.212, табл.10.29].

11. Вибір сорту мастила та системи змащування

Змащування зубчастого зачеплення виконується зануренням зубчастого колеса в масло, яке залите в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса на всю довжину зубця. Об'єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,15 дм3 масла на 1 кВт потужності, що передається:

V = 0,15 18,903 = 2,84 дм3.

Згідно з [2, c.206, табл.10.24] встановлюємо в'язкість мастила. При контактних напруженнях н = 353МПа і швидкості v = 6,145 м/с в'язкість має бути приблизно рівна 2210-6 м2/с. За [2, c.208, табл.10.26] приймаємо індустріальне мастило И-20А ГОСТ 20799-75.

Камери підшипників заповнити мастилом УТ-1 ГОСТ 1957-73.

Перелік посилань на джерела

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.: ил.

2. Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник, Малько Б.Д., Сенчішак В.М., Смага Б.І., Попович В.Я., Борисович Б.Д.-Івано-Франківськ: Факел, 2003 - 438с.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительних спеціальностей техникумов/ С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. - 2 - е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988 - 416 с.:

Размещено на Allbest.ru

...