Полный текст:
Спроектировать
привод конвейера:
Исходные данные:
1. Мощность на приводном валу - Рв=1,7 кВт;
2. Частота вращения приводного вала – nв=225 мин-1;
3. Долговечность привода – Lh=5,8х103
час
Введение
Технический
уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной степени определяется
уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения
осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных
процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Государством
перед машиностроением поставлено задача значительного повышения
эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее
выпуска.
Объектом
курсового проекта является привод конвейера, состоящий из асинхронного электродвигателя,
цепной передачи, передающей вращательное движение от электродвигателя к
быстроходному валу цилиндрического одноступенчатого редуктора. Привод
устанавливается на сварной раме.
1Кинематический расчет привода
1.1 Принимаем
последовательность соединения элементов привода:
1.2 Принимаем значения
коэффициентов полезного действия ? элементов, входящих в привод [1, с.40,
табл.2.2]:.
- КПД открытой
передачи
- КПД открытой
передачи
- КПД
подшипников качения
1.3 Определим общий КПД привода, ?пр
1.4 Определим
требуемую мощность электродвигателя, кВт
1.5 По требуемой
мощности Ртр=1,86 кВт выбираем электродвигатель трехфазный
асинхронный короткозамкнутый типа 4A90L4У3 с мощностью РДВ=
2.2 кВт, синхронной частотой вращения nдв=1500 мин-1
[2, с.384, табл.19.27].
1.6 Определим
действительное передаточное число привода.
1.7 Принимаем
передаточное
число редуктора.
UРЕД=3.15
1.8 Определяем
действительное значение передаточного числа открытой передачи .
1.9 Определим частоты
вращения валов привода:
вал двигателя – nДВ=1500 мин-1;
быстроходный вал редуктора – мин-1;
тихоходный вал редуктора – мин-1;
1.10 Определим мощности
на валах привода:
вал двигателя - РДВ=Ртр=1.86 кВт ;
быстроходный вал редуктора – кВт;
тихоходный вал редуктора – кВт;
1.11 Определим крутящие
моменты на валах привода.
вал двигателя:
быстроходный вал привода:
тихоходный вал привода:
Полученные силовые и
кинематические параметры валов привода сводим в таблицу:
Параметр
Вал привода
двигателя
быстроходный
тихоходный
приводной
Расчетная
мощность Р, кВт
1,86
1,77
1,7
1,7
Частота
вращения n,
1500
708,8
225
225
Крутящий
момент Т,
11,8
23,8
72,2
72,2
2 Расчет закрытой косозубой цилиндрической
передачи редуктора
2.1 Определение допускаемых контактных
напряжений и напряжений изгиба
2.1.1
Выбираем в качестве материала колеса – сталь 25 ХГМ, с термообработкой в виде закалки
с отпуском, с твердостью Н2=202 НВ. Имеющую следующие механические характеристики:
предел прочности ?в=1100
Н/мм2 и предел текучести ?т=1000
Н/мм2 [3, с.13, табл.7].
2.1.2
Выбираем в качестве материала шестерни ту же сталь 25 ХГМ, с термообработкой в
виде закалки с отпуском, с твердостью Н1=217 НВ. Имеющую следующие
механические характеристики: предел прочности ?в=1200
Н/мм2 и предел текучести ?т=1100
Н/мм2 [3, с.13, табл.7].
2.1.3
Определим средние значения твердости шестерни Н1ср и колеса Н2 ср [3, с.13].
Н1
ср=0,5•(Н1 min + H1 max)=217 HB.
Н2
ср=0,5•(Н2 min + H2 max)= 202 HB.
Необходимая
разность твердостей шестерни и колеса обеспечена.
2.1.4
Определим числа циклов перемены контактных напряжений для шестерни NHO1 и NHO2 [3,
с.14].
NHO1=30•(Н1 ср)2,4=30•(217)2,4=12,15•106,
NHO2=30•(Н2 ср)2,4=30•(202)2,4=10,23•106.
2.1.5
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни [4,
с.193].
NНЕ1=
где Lh, ч –
долговечность (расчетный срок службы) [4, с.14];
Lh =час
N1=nБ=708,8
мин-1 – частота вращения шестерни.
Т1=ТБ
– крутящий момент на шестерне.
ТБ
= 23,8 Н?м
с=1 –
число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым валом [4, с.193].
2.1.6
Определим эквивалентное число перемены напряжений для колеса [4, с.193].
NНЕ2=
где n2=nт=225
мин-1 – частота вращения колеса.
Т2=ТТ
– крутящий момент на колесе.
ТТ
= 72,2 Н?м
2.1.7
Так как NНЕ1 > NHO1 и NНЕ2 > NHO2, принимаем значения коэффициентов
долговечности для шестерни KHL1=1 и
колеса KHL2=1 [4,
с.193].
2.1.8
Определим длительные пределы контактной выносливости для активных поверхностей
шестерни ?Hlim1 и
колеса ?Hlim2 [3,
с.14, табл.9].
?Hlim1=1,8•Н1
ср+67=1,8•217+67=457,6 Н/мм2,
?Hlim2=1,8•Н2
ср+67=1,8•202+67=430,6 Н/мм2.
2.1.9
Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни [SH]1=1,2
и колеса [SH]2=1,2 [3, с.14,
табл.9].
2.1.10
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни [?H]1 и колеса [?H]2 [3, с.15].
[?H]1=• KHL1==381 Н/мм2,
[?H]2=• KHL2==359 Н/мм2.
2.1.11 Определим
расчетное допускаемое контактное напряжение [3, с.15].
[?H]=0,5•([?H]1+[?H]2)=0,5•(381+359)=370
Н/мм2 <1,25•[?H]2=
=1,25•359=449 Н/мм2.
Принимаем
в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [?H]=370 Н/мм2.
2.1.12
Принимаем число циклов перемены напряжений изгиба NF0=4•106
[4, c.194].
2.1.13 Определим эквивалентное число циклов перемены
напряжений изгиба для шестерни [4, с.194].
NFЕ1== == ==175,7•106.
2.1.14
Определим эквивалентное число перемены напряжений изгиба для колеса [4, с.194].
NFЕ2== == ==55,8•106
2.1.15 Так
как NFЕ1 > NFO и NFЕ2 > NFO, принимаем значения коэффициентов долговечности при
расчете на изгиб для шестерни KFL1=1 и
колеса KFL2=1 [4,
с.193].
2.1.16
Определим пределы выносливости активных поверхностей зубьев по напряжениям
изгиба для шестерни ?Flim1 и
колеса ?Flim2 [3,
с.14, табл.9].
?Flim1=1,03•Н1
ср=1,03•217=223,5 Н/мм2,
?Flim2=1,03•Н2
ср=1,03•202=208,1 Н/мм2.
2.1.17
Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни [SF]1=1,75
и колеса [SF]2=1,75 [3, с.14,
табл.9].
2.1.18
Принимаем коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки yA; у цилиндрического зубчатого редуктора, работающего
без реверса нагрузка односторонняя и yA=1 [3,
с.16].
2.1.19
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни [?F]1 и колеса [?F]2 [3, с.16].
[?F]1=• KFL1•yA =•1•1=128 Н/мм2,
[?F]2=• KFL2•yA =•1•1=119Н/мм2.
2.2 Проектный расчет закрытой косозубой
цилиндрической передачи.
2.2.1
Принимаем приведенный модуль упругости для стальных колес Епр=2,1•105
Н/мм2 [3, с.26].
2.2.2 В
цилиндрическом одноступенчатом зубчатом редукторе расположение зубчатых колес
относительно опор симметричное, поэтому при твердости поверхности зубьев
шестерни Н1 ср< 350 HB
принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния передачи
=0,4 [3, с.17, табл.10].
2.2.3
Принимаем предварительное значение коэффициента неравномерности распределения
нагрузки по ширине колеса K’H?=1,03
[3, с.18, табл.11].
2.2.4 Принимаем
значение межосевого расстояния передачи для редуктора ЦУ-100-3,15.
аw= 100 мм
2.2.5
Определим значение ширины зубчатого колеса передачи [12, c.681].
B2=25 мм.
2.2.6
Принимаем стандартное значение нормального модуля mn=2
мм [12, с.681].
2.2.7
Принимаем значение коэффициента осевого перекрытия ??=1,1 [5, с.146].
2.2.8 Принимаем
значение числа зубьев шестерни [12, с.681].
Z1=23.
2.2.9 Принимаем
значение числа зубьев колеса [12, с.681].
Z2=73
2.2.10
Определим действительное передаточное число зубчатой передачи.
U===3,17.
2.2.11
Определим отклонение действительного передаточного числа передачи U от заданного U’.
?U=•100%=•100%=0,76 % .
Полученное
отклонение передаточного числа передачи U не
превышает допускаемого [2, с.17].
2.2.12
Определим действительное значение угла наклона зубьев колес передачи [1, с.60].
?=arccos= arccos=16,3°.
Полученный
результат наклона зубьев ?=16,3° входит в рекомендуемые пределы 8°?20° [1, с.60].
2.2.13
Определим делительные диаметры шестерни d1 и
колеса d2 [5, с.144].
d1===48 мм,
d2===152 мм.
2.2.14
Проверим выполнение условия.
==100 мм = аW
2.2.15
Определим диаметры окружностей вершин зубьев шестерни da1 и
колеса da2 [1,
с.61].
da1= d1+2•mn=48+2•2=52
мм,
da2= d2+2•mn=152+2•2=156
мм.
2.2.16
Определим диаметры окружностей впадин зубьев шестерни df1 и
колеса df2 [1,
с.61].
df1=d1-2,5•mn =48-2,5•2=43
мм,
df2= d2-2,5•mn=152-2,5•2=147
мм.
2.2.17
Определим диапазон рекомендуемых значений ширины шестерни [1, с.61].
b’1=b2+(2…5)=25+(2…5)=27…30
мм.
2.2.18
Принимаем значение ширины шестерни b1=30 мм,
входящее в диапазон рекомендуемых значений [3, с.18, табл.12].
2.3 Проверочный расчет закрытой
косозубой цилиндрической передачи.
2.3.1
Определим окружную скорость зубчатых колес [3, с.29].
V===1,78 м/с.
2.3.2
Назначим степень точности передачи ST=9,
исходя из полученного значения скорости V=1,78
м/с [3, с.21, табл.15].
2.3.3
Определим значение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра.
?bd===0,52.
2.3.4
Принимаем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по
ширине колеса KH?=1,03
[3, с.21, табл.16].
2.3.5
Принимаем значение коэффициента динамической нагрузки передачи KHV=1,03 [3, с.29, табл.21].
2.3.6
Определим коэффициент нагрузки передачи.
KH= KH?• KHV=1,03•1,03=1,06.
2.3.7
Принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KH?=1,13 [3, с.30, табл.22].
2.3.8
Определим коэффициент торцевого перекрытия [3, с.30].
==1,63.
2.3.9
Определим значение коэффициента повышения прочности косозубой передачи по
контактным напряжениям, по сравнению с прямозубой передачей [3, с.30].
ZH?===0,8.
2.3.10
Принимаем угол зацепления ??=20°
[3, с.30].
2.3.11
Определим действительные контактные напряжения в зацеплении зубчатых колес [5,
с.149].
?H=1,18•ZH?•=
=1,18•0,8•=374,2 Н/мм2.
2.3.12
Определим отклонение действительного контактного напряжения в зацеплении
зубчатых колес ?H от
расчетного допускаемого [?H] [2,
с.20].
•100%=•100%=-1,14 %.
2.3.13 Определим окружную силу тихоходной
ступени в зацеплении зубчатых колес [5, с.147…148].
FtТ===991,7 Н.
2.3.14
Определим радиальную силу тихоходной ступени в зацеплении зубчатых колес [5, с.
148].
FrТ= FtТ•=991,7•=376 H.
2.3.15
Определим осевую силу тихоходной ступени в зацеплении зубчатых колес [5, с.
148].
FaТ=FtТ•tg?=991,7•tg(16,3°)=290 H.
2.3.16
Определим эквивалентные числа зубьев шестерни Zv1 и
колеса Zv2 [3,
с.32].
Zv1===26,
Zv2===83.
2.3.17
Принимаем значения коэффициентов формы зубьев шестерни уF1=3,88 и колеса уF2=3,6 [3, с.23, табл.18].
2.3.18
Определим значение коэффициента, учитывающего наклон зубьев передачи [5, с.
150].
y?=1-=1-=0,88.
2.3.19
Принимаем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между
зубьями КF?=1,35
[3, с.30, табл.22].
2.3.20
Определим значение коэффициента повышения прочности косозубой передачи по
напряжениям изгиба по сравнению с прямозубой передачей [5, с.150].
ZF?===0,73.
2.3.21
Принимаем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по
ширине колеса KF?=1,05
[3, с.24, табл.19].
2.3.22
Принимаем значение коэффициента динамической нагрузки передачи KFV=1,0,7 [3, с.33, табл.23].
2.3.23
Определим коэффициент нагрузки передачи.
KF= KF?• KFV=1,05•1,07=1,12.
2.3.24
Определим менее прочное звено по отношениям [5, с.180].
,
.
Менее
прочным звеном передачи является шестерня, так как для нее указанное отношение
получилось меньше. Исходя из этого, проверочный расчет на сопротивление
усталости зубьев при изгибе проводим для шестерни передачи.
2.3.25
Определим действительное напряжение изгиба для зубьев колеса ?F1 и
сравним с допускаемым напряжением изгиба шестерни [?F1] [5, с.150].
?F1===52,4 Н/мм2<[?F]1=119 Н/мм2.
Прочность
зубьев шестерни по напряжениям изгиба обеспечена.
3. Расчёт открытой цепной передачи
Исходные данные:
Номинальная мощность на ведущем шкиве передачи ;
Крутящий момент на ведомом шкиве передачи ;
Частота вращения ведущего шкива передачи ;
Передаточное число передачи .
Срок службы передачи
Угол наклона передачи к горизонту
3.1. Определяем число зубьев ведущей звездочки в зависимости от
передаточного числа передачи:
, где =17
.
Принимаем число зубьев ведущей звездочки: .
3.2. Определяем число зубьев ведомой звездочки:
, где =120
.
Принимаем число зубьев ведомой звездочки: .
3.3. Определяем действительное передаточное число цепной передачи:
.
3.4. Определяем отклонение действительного значения передаточного
числа цепной передачи от заданного значения
3.5. Предварительно принимаем межосевое расстояние передачи для
определения коэффициента :
, где - шаг цепи; =1.
3.6. Выбираем способ регулирования натяжения цепной передачи: регулируемая, путем перемещения электродвигателя.
3.7. Выбираем способ смазки передачи: густая внутришарнирная
периодическая смазка.
3.8. Определяем коэффициент эксплуатации:
,
где - коэффициент
динамичности нагрузки;
- коэффициент,
учитывающий межосевое расстояние передачи;
- коэффициент, учитывающий
наклон передачи к горизонту;
- коэффициент,
зависящий от способа регулирования натяжения цепи;
- коэффициент,
учитывающий характер смазки;
- коэффициент режима
или продолжительности работы передачи в течение суток (принимается двухсменная
работа).
;
;
;
;
3.9. Определяем среднее значение допускаемого давления в шарнирах
цепи в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки:
,
3.10. Определяем шаг цепи:
,
где – коэффициент рядности
(=1 для однорядной цепи).
Рассчитанное значение шага округляем до
ближайшего стандартного значения: =9.525 мм.
3.11.Выбираем однорядную цепь ПР-9.525-910 по ГОСТ 13568-75
3.12. Выполняем проверку условия:
,
где – максимально
допустимая частота вращения ведущей звездочки при данном шаге цепи =9.525 мм.
.
3.13. Определяем среднюю скорость цепи:
м/с.
3.14.Определяем окружное усилие цепной передачи:
Н.
3.15. Определяем значение
допускаемого давления в шарнирах цепи в зависимости от частоты вращения ведущей
звездочки:
,
3.16.Принимаем площадь проекции опорной поверхности шарнира А=28
мм2
3.17. Определяем среднее давление в шарнирах цепи:
,
3.18. Определяем длину цепи в шагах (число звеньев цепи):
Полученное значение длины в шагах округляем до
ближайшего целого четного числа: 120 мм.
3.19. Уточняем расчетное значение межосевого расстояния передачи:
3.20. Проверяем ресурс передачи по числу ударов цепи при набегании
на зубья звездочек и сбегании с них:
, где - допускаемое число ударов цепи.
=60 1/c.
3.21.Принимаем разрушающую цепи с принятым шагом 9,525 мм
3.22.Принимаем массу 1
м цепи
3.23.Принимаем коэффициент, зависящий от стрелы провисания и
расположения передачи Кf =
6
3.24.Принимаем ускорение свободного падения
3.25.Определяем натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от
силы тяжести цепи)
,
3.26.Определяем натяжение цепи от центробежных сил
Н,
3.27. Проверяем выбранную цепь по коэффициенту запаса прочности:
,
где KD – коэффициент динамичности нагрузки (KD=1);
Fv – натяжение цепи от центробежных сил;
F0 – предварительное
натяжение цепи;
FP – разрушающая нагрузка (Q = 9100 Н);
[s] – допускаемый коэффициент
запаса прочности ([n]=13,2).
Таким образом,
Рассчитанное значение
коэффициента запаса прочности больше допускаемого, что позволяет считать цепную
передачу надежной и долговечной.
3.28. Определяем натяжение ветвей цепи:
- натяжение ведущей ветви:
Н;
- натяжение ведомой ветви:
7,08+5,6=12,68 Н.
3.29. Определяем нагрузку, действующую на валы цепной передачи:
Н,
где Кв – коэффициент нагрузки.
3.30. Определяем диаметры
делительных окружностей ведущей и ведомой звездочек:
;
3.31. Определяем диаметры окружностей выступов ведущей и ведомой
звездочек:
3.32. Определяем диаметры окружностей впадин ведущей и ведомой
звездочек:
, где r – радиус впадин зуба звездочки,
6,35+0,05=3,24 мм (D – диаметр ролика).
3.33.Принимаем расстояние между внутренними пластинами цепи
5,72мм
3.34. Определяем ширину зубьев ведущей и ведомой звездочек:
5,72-0,15=5,17 мм,
3.35. Выбираем в качестве материала ведущей звездочки сталь 45, с
термической обработкой в виде закалки и твёрдостью 45…50 HRC; ведомой звёздочки – сталь 45, с термической обработкой в
виде улучшения и твёрдостью 269…302 HB.
4
Проектировочный расчет валов привода
4.1
Расчет быстроходного вала редуктора
4.1.1 Определим
диаметр выходного конца вала (рис.1) из условия прочности на
кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение []=25Н/мм2 [10, с.53].
где ТБ=23,8 Н•м – крутящий момент быстроходного
вала.
4.1.2 Полученное
значение диаметра выходного участка быстроходного вала округлим до ближайшего стандартного значения [2, с.312,
табл.13.15].
Рис. 1 Схема быстроходного вала-шестерни
4.1.3 Определим
значение диаметра быстроходного вала под уплотнение [1, с.108, табл.7.1].
мм.
где t=2,2
– высота упорного буртика вала [1, с.108, табл.7.1].
4.1.4 Полученное
значение диаметра быстроходного вала под уплотнение округлим до ближайшего большего стандартного значения
[1, с.398…399, табл.К20]. Принимаем =25 мм.
4.1.5 Определим
диапазон рекомендуемых значений быстроходного вала под подшипник качения [1,
с.108, табл.7.1].
=+(2…5)=25+5=30 мм
4.1.6 Принимаем
стандартное значение диметра вала под подшипник =30мм, ближайший к диапазону полученных значений.
4.1.7 Найдем
отношение диаметра окружности вершин зубьев шестерни da1 к диаметру вала под
подшипник.
==1,7.
4.1.8 Так как отношение получилось менее двух,
то шестерня и вал будут выполнятся вместе.
4.1.9 Определим диаметр
упорного буртика вала для фиксации подшипника качения в осевом направлении [1,
с.108, табл.7.1].
=+3,2•r=30+3.2•2=36.44 мм.
где r=2 – величина фаски подшипника качения [1,
с.108, табл.7.1].
4.2 Расчет тихоходного вала редуктора.
4.2.1 Определим диаметр
выходного участка тихоходного вала (рис.2) редуктора из условия
прочности на кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение []=20 Н/мм2 [10, с.53].
где ТТ=72,2 Н•м – крутящий момент
тихоходного вала.
4.2.2 Полученное
значение диаметра выходного участка тихоходного вала округлим до ближайшего большего стандартного значения
из ряда нормальных линейных размеров [1, с.312, табл.13.15]. Принимаем =30 мм.
4.2.3 Определим
значение диаметра тихоходного вала под уплотнение.
мм.
4.2.4 Полученное
значение диаметра тихоходного вала под уплотнение округлим до ближайшего большего стандартного значения [1, с.398…399, табл.К20].
Принимаем
Рис.2 Схема тихоходного вала.
4.2.5 Определим диаметр тихоходного
вала под подшипник качения.
4.2.6 Определим
диапазон рекомендуемых значений тихоходного вала под зубчатое колесо.
4.2.7 Определим диаметр
упорного буртика вала для фиксации подшипника качения в осевом направлении.
=+3,2•r=43+3.2•2.5=51 мм
5 Расчет быстроходного вала редуктора.
5.1 Проверочный расчет на статическую
прочность по эквивалентному моменту.
5.1.1
Принимаем материал вала Сталь 45, ?В=785 Н/мм2, ?Т=540 Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
5.1.2
Силы, действующие на вал.
Силы,
действующие в зацеплении редуктора:
Ft=991,7 Н,
Fr=376 Н,
Fa=290 Н.
6.1.3
Исходя из компоновки редуктора составляем схему нагружения вала (см. рис.2).
Так как вал установлен на шариковых радиально-упорных подшипниках по схеме
враспор, то необходимо учесть смещение точек приложения радиальных реакций,
тогда [2, с.100]:
l=lП-2•a=85-2•12,9=59,2 мм.
где lП=85 мм – расстояние между наружными торцами
подшипников;
а –
смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника [2, с.99].
а===12,9 мм.
где В=16
мм – ширина подшипника 36206 [2, с.382, табл.19.24].
d=30 мм и D=62 мм
– соответственно внутренний и наружный диаметр подшипника 36206 [2, с.382,
табл.19.24].
6.1.4
Определим реакции в опорах.
Вертикальная
плоскость:
=0;
=;
=Н.
=0;
=;
=Н
Проверка:
; ++=0
-305,6+376-70,4=0
0=0 –
условие выполняется.
Горизонтальная
плоскость:
=0;
==Н,
=0;
==Н
Проверка:
;
=0
-359,5+260,8+991,7-893=0
0=0 –
условие выполняется.
6.1.5 Построим эпюры изгибающих моментов (рис.3).
Рис. 3.
Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
6.1.6
Определим суммарный изгибающий момент.
==27,9 Н•м;
6.1.7
Определим эквивалентный момент в наиболее нагруженном сечении.
Мэкв===36,7 Н•м.
где ТБ=23,8
Н•м – крутящий момент на быстроходном валу редуктора.
6.1.8
Определим диаметр вала в рассчитываемом сечении [10, c.54].
d?==18,3 мм, что меньше диаметра вала в рассчитываемом
сечении d1=30 мм.
где [?-1]И=50…60 МПа – допускаемое
напряжение при изгибе [10, c.54].
6.2 Проверочный расчет на усталостную
прочность.
6.2.1 Принимаем предел выносливости стали при
изгибе с симметричным циклом изменения напряжений ?-1=383
Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
6.2.2 Определим
момент сопротивления при изгибе, для вала шестерни [4, c.281]:
W=
6.2.3
Определим амплитуду нормальных напряжений [4, c.281].
?а===3,57 Н/мм2.
6.2.4
Так как напряжения изменяются по симметричному циклу принимаем среднее
напряжение цикла нормальных напряжений ?m=0 [4, c.281].
6.2.5
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [4, c.278].
S?===95,5.
где k?=1,73 - эффективный коэффициент
концентрации нормальных напряжений [4, с.276, табл.12.3].
?=2,0 –
коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности – шлифование [4, с.280, табл.12.9].
??=0,77 – масштабный фактор для нормальных напряжений в
зависимости от диаметра вала [4, с.276, табл.12.2].
?? =0,12
– коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла
изменения напряжений для средне углеродистых сталей [4, с.296].
6.2.6 Принимаем предел выносливости по
кручению при симметричном знакопеременном цикле изменения напряжения =226 Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
6.2.7 Определим
полярный момент сопротивления при кручении, для вала шестерни [4, c.261]:
WK =
6.2.8
Определим амплитуду и среднее напряжение цикла касательных
напряжений [4, с.281].
====0,76 Н/мм2.
6.2.9
Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [4, с.279].
===153,65.
где =1,43 - эффективный коэффициент концентрации касательных
напряжений [4, с.278, табл.12.3].
=0,81 – масштабный фактор для нормальных напряжений в
зависимости от диаметра вала [4, с.276, табл.12.2].
=0,04 –
коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла
изменения напряжений [4, с.10, рис.1.4 в].
6.2.10
Определим общий коэффициент безопасности по усталостной прочности [4, с.278].
S===81,1 ? [S] = 2,5,
условие запаса усталостной прочности выполняется.
где [S]=2,5 – допускаемый коэффициент безопасности по
усталостной прочности [4, с.282].
7 Расчет тихоходного вала редуктора.
7.1 Проверочный расчет на статическую
прочность по эквивалентному моменту.
7.1.1
Принимаем материал вала Сталь 45, ?В=785 Н/мм2, ?Т=540 Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
7.1.2
Силы, действующие на вал.
Силы,
действующие в зацеплении редуктора:
Ft=991,7 Н,
Fr=376 Н,
Fa=290 Н.
7.1.3
Исходя из компоновки редуктора составляем схему нагружения вала (см. рис.2).
Так как вал установлен на шариковых радиально-упорных подшипниках по схеме
враспор, то необходимо учесть смещение точек приложения радиальных реакций,
тогда [2, с.100]:
l=lП-2•a=88-2•14,2=59,6 мм.
где lП=88 мм – расстояние между наружными торцами
подшипников;
а –
смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника [2, с.99].
а===14,2 мм.
где В=17
мм – ширина подшипника 36207 [2, с.382, табл.19.24].
d=35 мм и D=72 мм
– соответственно внутренний и наружный диаметр подшипника 36207 [2, с.382,
табл.19.24].
7.1.4
Определим реакции в опорах.
Вертикальная
плоскость:
=0;
=;
= Н.
=0;
=;
= Н.
Проверка:
; -+=0
-184,3-376+560,3=0
0=0 –
условие выполняется
Горизонтальная
плоскость:
=0; ;
== Н;
=0;
== Н;
Проверка:
; -+=0
495,85-991,7+495,85=0
0=0 –
условие выполняется
7.1 5 Построим эпюры изгибающих моментов (рис.4).
Рис. 4. Эпюры крутящих моментов.
7.1.6
Определим суммарный изгибающий момент.
==27,9 Н•м;
7.1.7
Определим эквивалентный момент в наиболее нагруженном сечении.
Мэкв===77,4 Н•м.
где ТТ=72,2
Н•м – крутящий момент на тихоходном валу редуктора.
7.1.8
Определим диаметр вала в рассчитываемом сечении [10, c.54].
d?==23,5 мм, что меньше диаметра вала в рассчитываемом
сечении d1=38 мм.
где [?-1]И=50…60 МПа – допускаемое
напряжение при изгибе [10, c.54].
7.2 Проверочный расчет на усталостную
прочность.
7.2.1 Принимаем предел выносливости стали при
изгибе с симметричным циклом изменения напряжений ?-1=383
Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
7.2.2
Определим момент сопротивления при изгибе, для вала шестерни [4, c.281]:
W===6798,14 мм3.
где t1 и b –
глубина и ширина шпоночного паза, для d=43 мм,
t1=5 мм, b=12 мм
[2, с.369, табл.19.11].
7.2.3
Определим амплитуду нормальных напряжений [4, c.281].
?а===4,1 Н/мм2.
7.2.4
Так как напряжения изменяются по симметричному циклу принимаем среднее
напряжение цикла нормальных напряжений ?m=0 [4, c.281].
7.2.5
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [4, c.278].
S?===82,6.
где k?=1,9 - эффективный коэффициент
концентрации нормальных напряжений [4, с.276, табл.12.3].
?=2,0 –
коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности – шлифование [4, с.280,
табл.12.9].
??=0,84 – масштабный фактор для нормальных напряжений в
зависимости от диаметра вала [4, с.276, табл.12.2].
?? =0,12
– коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла
изменения напряжений для средне углеродистых сталей [4, с.296].
7.2.6 Принимаем предел выносливости по
кручению при симметричном знакопеременном цикле изменения напряжения =226 Н/мм2 [4, с.291, табл.12.13].
7.2.7
Определим полярный момент сопротивления при кручении, для вала шестерни [4, c.261]:
WK =
7.2.8
Определим амплитуду и среднее напряжение цикла касательных
напряжений [4, с.281].
====2,47 Н/мм2.
7.2.9
Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [4, с.279].
===40,85.
где =1,63 - эффективный коэффициент концентрации касательных
напряжений [4, с.278, табл.12.3].
=0,81 – масштабный фактор для нормальных напряжений в
зависимости от диаметра вала [4, с.276, табл.12.2].
=0,04 –
коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла
изменения напряжений [4, с.10, рис.1.4 в].
7.2.10
Определим общий коэффициент безопасности по усталостной прочности [4, с.278].
S===36,6 ? [S] =
2,5, условие запаса усталостной прочности выполняется.
где [S]=2,5 – допускаемый коэффициент безопасности по
усталостной прочности [4, с.282].
8.Расчет шпоночных соединений.
8.1 Расчет шпонок быстроходного вала
редуктора.
8.1.1
Расчет шпонки выходного участка быстроходного вала.
Проверим
шпоночное соединение по напряжениям смятия [2, с.91].
?см===31,4 Н/мм2 < [ ? ]cм = 90 Н/мм2, условие
выполняется.
где [ ? ]cм = 90 Н/мм2 – допускаемые напряжения
смятия, для чугунной ступицы [2 , с.91].
Т1=ТБ=23,8
Н•м – крутящий момент на быстроходном валу редуктора.
h, l, b и t1 –
соответственно высота, длина, ширина и глубина паза шпонки для d=20 мм - h=7 мм, l=30 мм, b=8 мм и
t1=4 мм [2, с.369, табл.19.11].
8.2 Расчет шпонок тихоходного вала
редуктора.
8.2.1 Расчет
шпонки выходного участка тихоходного вала, длина шпонки l=45 мм, для d=30 мм
- h=8 мм, b=10 мм
и t1=5 мм [2, с.369, табл.19.11]:
?см===42,98 Н/мм2 < [ ? ]cм=130 Н/мм2, условие
выполняется.
где Т3=ТТ=72,2
Н•м – крутящий момент на тихоходном валу редуктора.
8.2.2
Расчет шпонки вала участка вала под зубчатым колесом, длина шпонки l=30 мм, для d=43 мм
- h=8 мм, b=10 мм
и t1=5 мм [2, с.369, табл.19.11]:
?см===57,6 Н/мм2 < [ ? ]cм=130 Н/мм2, следовательно
условие выполняется.
9 Расчет подшипников валов
9.1 Расчет подшипников быстроходного
вала.
9.1.1
Для обоих опор вала выбраны шариковые радиально-упорные подшипники средней серии 36206.
Основные
параметры подшипника 36206 [2, с.382, табл. 19.24]:
d=30 мм, D=62 мм,
В=16 мм, C=18,2 кН, Co=13,3
кН, e=0,437.
9.1.2
Определим суммарные радиальные реакции опор вала:
RA===401,8 H,
RВ===895,8 Н.
9.1.3
Определим осевые составляющие RS1 и RS2 от действия суммарных радиальных
реакций [6,
с.102].
RS1=e•RA1=0,437•401,8=175,67
Н;
RS2=e•RВ1=0,437•895,8=391,65
Н.
Рис.5
Схема установки подшипников на быстроходному валу редуктора
9.1.4
Определим осевые силы нагружающие подшипники.
Так как
RА < RВ (401,8
< 895,8) и FА , то:
Осевая
сила нагружающая опору В [2, с.102, табл.6.2] RА2= RS2=391,65 Н;
Осевая
сила нагружающая опору A [2, с.102, табл.6.2]
RА1= RS2-FА=391,65-290=101,65
Н.
где Fa=290 Н – осевая сила нагружающая подшипник.
9.1.5
Определим отношение ==0,253 < e=0,437
и для опоры A принимаем имеем Х=0,45 и Y=1,03 [2, с.103].
где V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника
относительно радиальной нагрузки.
Х –
коэффициент радиальной нагрузки [2, c.103].
Y - коэффициент осевой нагрузки [2, c.103].
9.1.6
Определим отношение ==0,437 < e=0,437
и для опоры В имеем Х=0,45 и Y=1,62 [2,
с.103].
9.1.7
Определим эквивалентную динамическую нагрузку опоры А [2, с.103].
PEA=VRA•KБ•Кт=1•401,8•1,3•1=522,3 H.
где Кб=1,3
– коэффициент безопасности [2, с.104, табл. 6.3].
Kт=1 - температурный коэффициент [2,
с.105, табл. 6.4].
9.1.8
Определим эквивалентную динамическую нагрузку опоры В [6, с.103].
PEВ=VRв•KБ•Кт=1•895,8•1,3•1=1164,5
H.
9.1.9
Определим расчетную долговечность более нагруженного подшипника опоры В [2,
с.105].
L10h=ч
где =74,2рад/с – частота
вращения быстроходного вала редуктора.
m=3 – показатель степени для шариковых подшипников [2, с.105].
9.2 Расчет подшипников тихоходного вала.
9.1.1 Для
обоих опор вала выберем шариковые радиально-упорные подшипники средней серии 36207.
Основные
параметры подшипника 36207 [2, с.382, табл. 19.24]:
d=35 мм, D=72 мм,
В=17 мм, C=24 кН, Co=18,1
кН, e=0,485.
9.1.2
Определим суммарные радиальные реакции опор вала:
RA===529 H,
RВ===748,2 Н.
9.1.3
Определим осевые составляющие RS1 и RS2 от действия суммарных радиальных
реакций [6,
с.102].
RS1=e•RA1=0,485•529=256,4
Н;
RS2=e•RВ1=0,485•748,2=362,6
Н.
Рис. 6
Схема установки подшипников на тихоходном валу.
9.1.4
Определим осевые силы нагружающие подшипники.
Так как
RS1 < RS2 (256,4 < 362,6) и FА > RS2-RS1 , то:
Осевая
сила нагружающая опору А [2, с.102, табл.6.2] RА1= RS1=256,4 Н;
Осевая
сила нагружающая опору В [2, с.102, табл.6.2]
RА2= RS1+FА=256,4+290=546,4
Н.
где Fa=290 Н – осевая сила нагружающая подшипник.
9.1.5
Определим отношение ==0,485 =e=0,485
и для опоры A принимаем имеем Х=0,45 и Y=1,62 [2, с.103].
где V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника
относительно радиальной нагрузки.
Х –
коэффициент радиальной нагрузки [2, c.103].
Y - коэффициент осевой нагрузки [2, c.103].
9.1.6
Определим отношение ==0,73>e=0,485
и для опоры В имеем Х=0,45 и Y=1,62
[2, с.103].
9.1.7
Определим эквивалентную динамическую нагрузку опоры А [2, с.103].
PEA=VRA•KБ•Кт=1•529•1,3•1=687,7 H.
где Кб=1,3
– коэффициент безопасности [2, с.104, табл. 6.3].
Kт=1 - температурный коэффициент [2,
с.105, табл. 6.4].
9.1.8
Определим эквивалентную динамическую нагрузку опоры В [6, с.103].
PEВ=•KБ•Кт=(0,45•1•748,2+1,62•546,4)
•1,3•1=1588,4 H.
9.1.9
Определим расчетную долговечность более нагруженного подшипника опоры А [2,
с.105].
L10h=ч
где m=3 –
показатель степени для шариковых подшипников
[2, с.105]
=23,56 рад/с .
10 Выбор сорта масла и системы смазки
редуктора.
Окружная
скорость зубчатого колеса.
V===1,79 м/с.
Контактные
напряжения ?H=370
Н/мм2. Принимаем масло И–Г–А-68
[2, с.135, табл. 8.1].
Смазка
зубчатого зацепления будет производиться окунанием зубчатого колеса в масло,
заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса тихоходной
ступени на 38 мм.
11. Рама.
Раму
для монтажа привода конструируем из двух продольно расположенных швеллера и
прваренных к ним четырех поперечно расположенных швеллера.
Раму
сваривают, как правило, ручной электродуговой сваркой по ГОСТ 5264-85. Раму при
сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатывают после
сварки, отжига и сварки (рихтовки).
Швеллеры
располагаем полками наружу. Такое расположение удобно для крепления узлов к
раме, осуществляемого болтами. В полках швеллеров сверлят отверстия на проход
стержня болта. На внутреннюю поверхность наваривают косые шайбы, выравнивающую
опорную поверхность под головками болтов. Размеры косых шайб по ГОСТ 10906-78.
Для
крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение
определяется при проектировании рамы. Диаметр и число болтов определяется по
[2, с.336]. Крепление рамы к полу цеха предусматриваем шестью болтами диаметром
16мм. за нижнюю полку швеллера.
В
местах расположения фундаментных болтов к внутренним поверхностям полок
швеллеров приваривают косые шайбы.
Фундаментные
болты устанавливают в скважины, просверленные в полу цеха твердосплавным или
алмазным инструментом.
На
необработанном бетонном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора
цемента под опроную поверхность. Перед подливкой оборудование выверяют на
горизонтальность подкладками или клиньями. Болты закрепляют в скважине
цементным раствором при вибропогружении в него болта или путем утрамбования
сырового цементного раствора.
12 Сборка редуктора
Перед
сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают
маслостойкой краской.
Сборку
производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов
валов:
на
ведущий вал-шестерню, насаживают радиальные шариковые подшипники,
предварительно нагретые в масле до 80-100° С, затем на подшипник опоры которая
будет находиться внутри корпуса напрессовывают кольцо;
в
ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт
вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают радиально-упорные
шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные
валы укладывают в основание корпуса редуктора. На подшипниковый узел надевают
крышку и зажимают ее, затем надевают крышку корпуса, покрывая предварительно
поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают
крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие
крышку к корпусу.
После
этого вставляют распорные втулки и крышки подшипников с комплектом
металлических прокладок; регулируют положение зубчатых зацеплений. Перед постановкой
сквозных крышек закладывают в них резиновые
манжеты. Проверяют проворачивание валов отсутствие заклинивания подшипников
(валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки.
Ввертывают
пробку маслоспускного отверстия. Заливают в редуктор масло и закрывают
смотровое отверстие крышкой с отдушиной и прокладкой; закрепляют крышку винтами.
Собранный
редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе,
устанавливаемой техническими условиями.
Литература
1.
Шейнблинт Л.В. Курсовое проектирования деталей машин: Учеб. пособие для
техникумов. – М.:Высш.шк., 1991.
2.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие
для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш.шк., 1990 г.
3. Детали
машин: методические указания к курсовому проектированию для студентов
технологических специальностей дневной и
заочной форм обучения с расчетами зубчатых передач. Часть 2. /Федосеев Г.Н.,
Бабаев В.С., Карпушко А.В. Витебск, УО «ВГТУ»,2003 г.
4.
Детали машин в примерах и задачах : Учеб. пособие / С.Н. Ничипорчик, М.И.
Корженцевский, В.Ф. Калачев и др.; Под общ.ред. С.Н. Ничипорчика. –
Мн.:Выш.шк., 1981 г.
5. Иванов
М.Н. Детали машин: Учебник для студентов втузов. М.: Высш. шк., 1991 г.
6. Расчет
и проектирование деталей машин: Учебное пособие для втузов / Под ред. Г.Б.
Столбина и др. – М.:Высш. школа, 1978.
7.
Методические указания к расчету передач гибкой связью по курсу «Детали машин»,
для студентов механических и технологических специальностей. /Бабаев В.С.,
Шкляр Е.Н., Орлов В.Н., Мурков О.С. Витебск, УО «ВГТУ», 1988 г.
8.
Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Ч.1 / А.В. Кузьмин,
Н.Н. Макейчик , В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Выш.шк., 1982 г.
9.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие
для машиностроит. спец. вузов. – М.: Высш.шк., 1985 г.
10. Курсовое
проектирование деталей машин. Справочное пособие. Ч.2 / А.В. Кузьмин, Н.Н.
Макейчик , В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Выш.шк., 1982 г.
11.
Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие
для машиностроит. Вузов. М., «Высш. Школа», 1975.
12.
Анурьев В.И. Справочние конструктора-машиностроителя, ч.3. М.,
«Машиностроение», 2001.