Исходные данные
|
Вариант № 6
|
Тяговая сила цепи F,кН
Скорость тяговой цепи ט,
м/с
Шаг тяговой цепи Р, мм
Число зубьев звездочки z
Допускаемое отклонение скорости
тяговой цепи δ, %
Срок службы привода L, лет
|
3,5
0,60
80
7
5
4
|
1.
Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Мощность на выходном валу
привода
Р4 = Ftυ (1.1)
Р4 = 3,5·
0,6 = 2,1 кВт
Общий КПД привода
η=η1·η2·η3·η43
(1.2)
где, η1 =
0,97 – КПД ременной передачи;
η2 = 0,98
– КПД зубчатой передачи;
η3 = 0,98
– КПД муфты;
η4 = 0,99
– КПД одной пары подшипников качения.
[1; с. 42]
Следовательно
η = 0,97·0,98·0,98·0,993
= 0,904
Требуемая мощность
электродвигателя
Рдвтр
= Р4/η (1.3)
Рдвтр =
2,1 /0,904=2,32 кВт
По таблице 24.9 [2; с.
417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Рном
= 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин-1
Частота вращения
выходного вала привода
n4=60·103·υ/Р·z (1.4)
n4=60·103·0,6/80·7=64,28
мин -1
Общее передаточное число
привода
u= n1 / n4 (1.5)
где n1 = n дв
= 950 мин-1
u =950/64,28=14,78
Передаточные числа двух
степеней привода
Так как u= u1 ·
u2 ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u2=4,
получим передаточное число ременной передачи
u1 = u/ u2 (1.6)
u1= 14,78 /4 =
3,69
Частота вращения валов
привода
n1= 950 мин-1
; (1.7)
n2= n1/
u1 =950/3,69=257,1 мин-1 ;
n3= n2/
u2 = 257,1 / 4 =64,28 мин-1 ;
n4= n3 =64,28
мин-1
Угловая скорость вращения
валов привода
ω1=π
n1/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)
ω2=
ω1/ u1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ;
ω3=
ω2/ u2 =26,9 /4=6,73 рад/с ;
ω4=
ω3=6,73 рад/с
Проверка: ω4=
π n4/30=π·64,28/30=6,73 рад/с
Мощность на валах привода
Р1= Рдвтр
=2,32 кВт;
Р2= Р1 ·
η1 · η4 =2,32·0,97·0,99=2,23
кВт;
Р3= Р2 ·
η2· η4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;
Р4= Р3 ·
η3 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт
Вращающие моменты на
валах привода
Т = 9550Р/n
(1.9)
Т1=9550 Р1
/ n1=9550·2,32/950=23,35 Нм;
Т2=9550 Р2/
n2=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;
Т3=9550 Р3/
n3=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;
Т4=9550 Р4/
n4=9550·2,1/64,28=312,0 Нм
Проверка: Т4=
Т1·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм
Результаты расчетов
сводим в таблицу 1
Таблица 1 –
Кинематические и силовые параметры привода
№ вала
|
n , мин-1
|
ω , рад/с
|
Р , кВт
|
Т , Нм
|
u = 14,78
|
I
|
950
|
99,4
|
2,32
|
23,35
|
u1=3,69
|
II
|
257,1
|
26,9
|
2,23
|
82,9
|
III
|
64,28
|
6,73
|
2,16
|
321,7
|
u2=4
|
IV
|
64,28
|
6,73
|
2,1
|
312,0
|
_
|
2. Расчет
механических передач
Расчет цилиндрической
передачи с шевронным зубом
Выбор материала
Для изготовления шестерни
и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с
термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни
твердость 269…302 НВ, σТ=650 МПа, при предполагаемом диаметре
заготовки шестерни D≤650 мм;
для колеса твердость 235..262 НВ2, σТ=540 МПа, при
предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее
значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ1;
колеса – 260 НВ2. При этом НВ1 –НВ2=280-250=40
– условие соблюдается.
Допускаемые контактные
напряжения
σНР =σНО·zН·0,9/SН (2.1)
где σно –
предел контактной выносливости;
σНО=2НВ+70
(2.2)
σНО1=2НВ1+70=2·280+70=630
МПа;
σНО2=2НВ2+70=2·250+70=570
МПа;
zН=1-
коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)
SН=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных
колёс,[3; с. 187]
σНР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа
σНР2=570·1·0,9/1,1=466
МПа
σНР=0,45(σнр1+
σнр2)≥ σнрmin (2.3)
σНР=0,45(516+466)
= 442 МПа – условие не выполняется
Принимаем σНР=466
МПа
Допускаемые напряжения
изгиба
σFР=σFО ·ΥN/
SF (2.4)
где σFО - предел изгибной выносливости соответствующий
базовому числу циклов напряжений
σFО= 1,8НВ (2.5)
σFО1= 1,8НВ1=1,8·280=504
МПа;
σFО2= 1,8НВ2=1,8·250=450
МПа;
ΥN =1 – коэффициент долговечности [3;
с.194];
SF =1,75 – коэффициент запаса прочности
[3; с.194];
σFР1=504·1/1,75=288 МПа;
σFР2 =450·1/1,75=257 Мпа
Расчетные коэффициенты
Ψba=0,4 [3; с.191];
КНβ=1, по
таблице 9.45 [3; с.192]
Межосевое расстояние
передачи
(2.6)
Принимаем стандартное
значение αW=140 мм [3;
с.171]
Ширина зубчатого венца
b2= Ψba·
αW (2.7)
b2=0,4·140=56 мм
Нормальный модуль зубьев
mn=
(0,01…0,02) αW (2.8)
mn=
(0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм
Принимаем стандартное
значение mn= 2 мм [3; с.157]
Принимаем минимальный
угол наклона зубьев βmin=25º и определяем суммарное число зубьев
z∑
= (2 αW · cosβmin)/ mn (2.9)
z∑
= (2·140· cos25º)2=126,2
Принимаем z∑ = 126
Фактический угол наклона
зубьев
cosβ= mn z∑/2 αW (2.10)
cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´
Число зубьев шестерни и
колеса
z1= z∑/(u+1) (2.11)
z1=126/(4+1)=25
z2= z∑ - z1
z2=126-25=101
Фактическое передаточное
число
uф= z2/
z1 (2.12)
uф=101/25=4,04;∆u=(u
- uф )/u·100%≤4%
∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%
Основные геометрические
размеры передачи
d= mn z/ cosβ (2.13)
d1=2·25/cos25º49´=56мм;
d2=2·68/
cos25º49´=224мм
Уточняем межосевое
расстояние
αW =( d1 + d2 )/2 =140 мм (2.14)
Диаметры окружностей
вершин зубьев шестерни и колеса:
dа=d + 2 mn (2.15)
dа1=56+2·2=60мм;
dа2=224+2·2=228мм
Ширина зубчатых колес с
учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при mn=2мм
α=14 mn (2.16)
α=14·2=28 мм
b´=b+α=56+28=89 мм
Окружная скорость колес и
степень точности передачи
υ=π· d1· n1/60 (2.17)
υ=π·56·10-3/60=0,76
м/с
по таблице 9.1 [3;с.163]
принимаем 8-ю степень точности
Силы в зацеплении
Ft=2T2/d2 – окружная (2.18)
Ft=2·321,7·103/224=
2872 Н
Fr= Fttq20º/cosβ – радиальная (2.19)
Fr=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н
Уточняем значение
коэффициентов
Ψd=b2/d1 (2.20)
Ψd=56/56=1
При этом КНВ=1,
по таблице 9.5 [3;с.192]
Принимаем коэффициенты
Кнυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;
Кна =1,12, по
таблице 9.6 [3;с.193]
Расчетное контактное
напряжение
σн=266/
αW uф√Т2 Кна
Кнβ Кна (uф +1)3
(2.21)
σн=266/140·4,04√321,7·103·1·1,1·1,12(4+1)3=447
МПа
Н=466-447/466·100%=4%,что
допустимо
Проверочный расчет зубьев
на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что
материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания
ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с
прочностью зубьев колеса.
Эквивалентное число
зубьев шестерни
zV1= z1/ cos 3β
(2.22)
zV1=25/
cos 325º49´=34,5
zV=
101/ cos 325º49´=138,5
Коэффициент формы зуба
ΥF1=3,9; ΥF1=3,6 [3;с.185]
Принимаем коэффициенты
КFB=1,3
KFυ=1,2 KFα=0,91
ΥВ =1-
βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]
Расчетное напряжение
изгиба
σF2= ΥF1
ΥВ Ft /
b2 mnKFαKFυКFB (2.24)
σF2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116
МПа
σF1= σF2
ΥF1 / ΥF2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)
σF1=116·3,9/3,6=126 МПа
Результаты расчетов
сводим в таблицу 2
Таблица 2 – Параметры
зубчатой цилиндрической передачи,мм
Проектный расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое расстояние αW
|
140
|
Угол наклона зубьев β
|
25º49´
|
Модуль зацепления mn
|
2
|
Диаметр делительной окружности
шестерни d1
колеса d2
|
56
224
|
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2
|
60
56
|
Число зубьев
шестерни z1
колеса z2
|
25
101
|
Диаметр окружностей вершин
шестерни dа1
колеса dа2
|
60
228
|
Вид зубьев
|
шевронный зуб
|
Диаметр окружности
вершин
шестерни df1
колеса df2
|
51
223
|
Проверочный расчет
|
Параметр
|
Допускаемое значение
|
Расчетное значение
|
Примечание
|
Контактное напряжение σ
|
466 МПа
|
447 МПа
|
Контактная выносливость обеспечена
|
Напряжения изгиба σFО1
σFО2
|
504 МПа
|
126 МПа
|
Изгибная выносливость зубьев
обеспечена
|
450 МПа
|
116 МПа
|
Расчет клиноременной
передачи
Выбор типа сечения ремня
По номограмме [1;с.123]
принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения
Определяем диаметра
ведомого шкива d2
d2= d1u( 1-ε ) (2.26)
где, ε=0,015- коэффициент скольжения
[1;с.81]
d1=100 мм [1;с.89]
d2=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм
Принимаем d2=355, по таблице К40 [1;с.449]
Уточняем фактическое
передаточное число uф
uф= d2/ d1( 1-ε
) (2.27)
uф=355/100(1-0,015)=3,6
∆u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%
Определяем межосевое
расстояние α, мм
α≥0,55(d1 + d2
) +h(H) (2.28)
где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]
α≥0,55(100+355)+8=258,25
Определяем расчетную
длину ремня LР
L=2α+π/2(d1 + d2
)+(d2 – d1)2/4 α (2.29)
L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100)
2/4·258=1293 мм
Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]
Уточняем значение
межосевого расстояния
α=1/8[2L-π (d2 +d1)+√[ 2L-π (d2
+d1)]2 -8(d2 – d1) 2] (2.30)
α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)]
2 -8(355-100) 2]=354 мм
При монтаже передачи
необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для
обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для
увеличения натяжения ремней.
Определяем угол обхвата
ремней ведущего шкива
α1 =
180º - 57º (d2
– d1)/α (2.31)
α1 =
180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º
Определяем частоту
пробегов ремня
U=u/L
U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32)
Определяем скорость ремня
υ,м/с
υ=πd1n1/60·103 (2.33)
υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с
Определяем допускаемую
мощность
Р=Р оСРСαС1Сz (2.34)
где, Р о=0,67
кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]
СР=1 –
коэффициент динамической нагрузки;
Сα=0,95 –
коэффициент угла обхвата;
Сυ =1,04
– коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;
Сz=0,9 – коэффициент
числа ремней в комплекте
С1=1 –
коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]
Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52
кВт
Определяем количество
клиновых ремней
z=Рном/Р (2.35)
z=2,32/0,52=4,46 кВт
Принимаем z=4
Определяем силу предварительно
натяжения ремня
Fo=850 Рном С1/
zυ Сα СР (2.36)
Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109
Н
Определяем окружную силу
Ft= Рном103/υ
Ft= 2,32·103/4,97=466 Н (2.37)
Определяем силы натяжения
ведущей F1 и ведомой F2 ветвей
F1= Fo + Ft/2z (2.38)
F1=109+466/2·4=167 Н
Определяем силу давления
ремней на вал
Fon=2
Foz·sin α1/2 (2.39)
Fon=2·109·4·
sin127º/2=780 Н
Результаты расчета сводим
в таблицу 3
Таблица 3 – Параметры
клиноременной передачи,мм
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Тип ремня
|
клиновой
|
Частота прбегов в ремне U
|
0,004 с-1
|
Сечение ремня
|
А
|
Диаметр ведущего шкива d1
|
100
|
Количество ремней z
|
4
|
Диаметр ведомого шкива d2
|
355
|
Межосевое расстояние α
|
354
|
Максимальное напряжение σmax
|
10 МПа
|
Длина ремня L
|
1250
|
Предварительное натяжение ремня Fo
|
109 Н
|
Угол обхвата малого шкива α1
|
127º
|
Сила давления ремня на вал Fon
|
780 Н
|
3. Предварительный
расчет валов редуктора
Предварительный расчет
валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры
каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал
(3.1)
=27,4 мм
где Т2=82,9
Нм, вращающий момент на валу
τ adm = 30 МПа
Принимаем диаметр
выходного конца вала dв1=30 мм
Диаметр вала под
подшипники принимаем dп1=35 мм
Рисунок 1 – Конструкция
ведущего вала
вал ведомый
где Т3=321,7
Нм, вращающий момент на валу
τ adm = 30 МПа
Принимаем dв2=40 мм
Диаметр вала под
подшипники принимаем dв2=45 мм
Диаметр под зубчатое
колесо dк2=50 мм
Диаметр буртика d2=55 мм
Рисунок 2 – Конструкция
ведомого вала
электродвигатель
шпонка подшипник вал
Конструктивные размеры
шестерни и колеса
Шестерня выполняется за
одно целое с валом
d1=56 мм
dа1=60 мм
df1=51 мм
b1=60 мм
Колесо кованное
d2=224 мм
dа2=228 мм
b2=56 мм
Диаметр ступицы
dст=1,6 dк2
dст=1,6·50=80 мм
Длина ступицы
L ст=(1,2…1,5) dк2
L ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)
Принимаем L ст=70 мм
Толщина обода
δ=(2,5…4) mn (3.3)
δ=(2,5…4)2=5…8 мм
Принимаем δ=8 мм
Толщина диска
(3.4)
С=0,3 b2
С=0,3·56=16,8
Принимаем С=18 мм
4.
Эскизная компоновка
Компоновку проводят в2
этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и
звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и
подбора подшипников.
Примерно посередине листа
параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2
вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW =140 мм.
Вычерчиваем упрощенно
шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с
валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы
прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю
стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой
корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев
колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные
шарикоподшипники легкой серии.
Таблица – 4
Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75
УО подшипников
|
d
|
D
|
В
|
Грузоподъемность,кН
|
Сo
|
Сor
|
207
|
35
|
72
|
17
|
22,5
|
13,7
|
209
|
45
|
85
|
19
|
32,2
|
18,6
|
5. Подбор
и проверочный расчет шпонок
Для соединения вала с
деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали
имеющие σв≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину
шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше
длины ступени.
Таблица5 – Шпонки
призматические, мм ГОСТ 23360-78
Диаметр вала,d
|
Сечение вала
|
Глубина паза вала t1
|
Глубина паза
втулки t1
|
Фаска
º
|
30
|
|
5
|
3,3
|
0,25 – 0,40
|
50
|
|
5
|
3,3
|
0,25 – 0,40
|
40
|
|
5
|
3,3
|
0,25 – 0,40
|
Вал ведущий, d=30 мм
Расчетная длина шпонки
Принимаем L=30 мм
Напряжение смятия
Вал ведомый
Для ступени вала под колеса
при
Принимаем L=55 мм
Напряжение смятия
Для ступени вала под
муфту при
Принимаем L=60 мм
6. Расчёт
элементов корпуса
Толщина стенок корпуса и
крышки
δ=0,025 а+1 (6.1)
δ=0,025·140+1=2,5
мм
Принимаем δ=8мм
δ1=0,02
а+1
δ1=0,02·140+1=3,8
мм (6.2)
Принимаем δ1=8мм
Толщина фланцев поясов
корпуса и крышки для верхнего пояса
L1=1,5 δ1 (6.3)
L1=1,5·8=12мм
Для нижнего пояса крышки
L=1,5 δ (6.4)
L=1,5·8=12мм
р=2,35 δ
(6.5)
р=2,35·8=19мм
принимаем р=20мм
Толщина ребер основания
корпуса
m=(0,85…1) δ (6.6)
m=(0,85…1) 8=6,8…8
принимаем m=7мм
Диаметр болтов
фундаментных
d1=(0,03…0,036) а+12 (6.7)
d1=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм
Принимаем болты с резьбой
М16
Крепящую крышку к корпусу
у подшипников
d2=(0,07…0,75) d1
(6.8)
d2=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм
Принимаем болты с резьбой
М12
Соединяющие крышку с
корпусом
d3=(0,5…0,6) d1
(6.9)
d3=(0,5…0,6) 16=8…9,6
Принимаем болты с резьбой
М8
Размер определяющей положение
болтов d2
е=(1…1,2) d2 (6.10)
е=(1…1,2) 12=12…14,4
q≥0,5 d2+ d3 (6.11)
q≥0,5·12+8=14
7. Подбор
и расчёт муфты
Выбираем муфту по ГОСТ
20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой
Таблица 6 – Параметры
муфты, мм
Тadm
|
d вала
|
D муфты
|
L
|
L1
|
500
|
40
|
280
|
|
|
=2Т3/(πD12 δ)≤ τadm=0,5 МПа(7.1)
D1=0,75 D(7.2)
D1=0,75 ·280=210мм(7.3)
δ=0,05·D=0,05·280=14мм
=2·321,7·103/(3,14·2102·14)0,33
МПа≤τadm=0,5МПа
8.
Расчетные схемы валов
Рисунок 3 – Схема
нагружения валов
Вал ведущий
Исходные данные:
Т2=82,9 Нм;
Ft1=2872 Н;
Fr1=1158 Н;
Fn1=780 H;
Рисунок 4 – Расчётная
схема ведущего вала
Вертикальная плоскость
Реакция опор
∑МА=0; -Fn1·0,031+ Fr1·0,054-RBY·0,108 =0;
∑МВ=0; -Fn1·0,139-Fr1·0,054+RАY·0,108 =0;
Проверка:
∑Fi=-Fn1+RАY-Fr1+RBY=-780+355-1158+1583=0
Изгибающие моменты в
сечениях вала
Строим эпюру Мх
Горизонтальная плоскость
Реакции опор
RАХ = RВХ =Ft1/2=2872/2=1436 Н
Изгибающие моменты в
сечениях вала
Строим эпюру Му
Определяем суммарный
изгибающий момент в сечении вала по формуле
(8.1)
Крутящий момент
Т=Т2=82,9 Нм
Вал ведомый
Исходные данные
Т3= 321,7Нм;
Ft2= Ft1=2872
Н;
Fr2= Fr1=1158
Н;
Рисунок 5 – Расчетная
схема ведомого вала
Вертикальная плоскость
RDY= RCY=Fr2/2=1158/2=579
Изгибающие моменты в
сечениях вала
Строим эпюру Му
Горизонтальная плоскость
Проверка:
Изгибающие моменты в
сечениях вала
Определяем суммарный
изгибающий момент в сечении вала
Крутящий момент
Т=Т3=321,7 Нм
9. Подбор
подшипников качения
Вал ведущий
Предварительно принимаем
шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, Сr=20,1 кН; Соr=13,9кН
Определяем коэффициент
влияния осевого нагружения
(9.1)
Принимаем коэффициенты по
таблице 9.3 [1; с.133])
Х=0,56 - коэффициент
радиальной нагрузки;
Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки;
е=0,34 - коэффициент
осевого нагружения;
V=1 – коэффициент вращения
Определяем осевые
составляющие радиальной нагрузки
(9.2)
(9.3)
(9.4)
Определяем эквивалентную
нагрузку
(9.5)
(9.6)
где - температурный коэффициент
- коэффициент безопасности
Определяем динамическую
грузоподъемность
, (9.7)
где ,рад/с- угловая скорость на валу;
,ч- расчетная долговечность
,
Подшипник пригоден
Расчетная долговечность
Вал ведущий
Предварительно принимаем
шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, Сr=2571 кН; Соr=18,9кН
Определяем коэффициент
влияния осевого нагружения
Принимаем коэффициенты по
таблице 9.3 [1; с.133])
Х=0,56 - коэффициент
радиальной нагрузки;
Y=1,3 - коэффициент осевой нагрузки;
е=0,33 - коэффициент
осевого нагружения;
V=1 – коэффициент вращения
Определяем осевые составляющие
радиальной нагрузки
Определяем эквивалентную
нагрузку
где - температурный коэффициент
- коэффициент безопасности
Определяем динамическую
грузоподъемность
,
где ,рад/с- угловая скорость на валу;
,ч- расчетная долговечность
,
Подшипник пригоден
Расчетная долговечность
10. Проверочный
расчет валов на выносливость
Уточненные расчеты на сопротивление
усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и
усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет
выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого
принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5
в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала,
точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и
контроля.
Для каждого из
установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:
(10.1)
где Sσ и Sτ– коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением,
определяемые по зависимостям
(10.2)
Здесь и – амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла ; и - коэффициенты чувствительности к асимметрии
цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов
принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения –по отнулевому циклу
: и
Тогда
(10.3)
Напряжение в опасных
сечениях вычисляют по формулам
(10.4)
где - результирующий изгибающий момент, Н·м;
Мк – крутящий момент ( Мк = Т), Н·м; W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3
Пределы выносливости вала
в рассматриваемом сечении:
(10.5)
где и - пределы выносливости гладких образцов при
симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]); и - коэффициенты снижения предела выносливости.
Значения и вычисляют по зависимостям:
(10.6)
, (10.7)
где и - эффективные коэффициенты концентрации
напряжений; и - коэффициенты влияния
абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); и - коэффициенты влияния качества поверхности
(таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного
упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);
Коэффициенты влияния
асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала
, (10.8)
где - коэффициент чувствительности
материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).
Вал ведомый. Сечение 2-2
– место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений
гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45
Напряжение в опасном
сечениях
Пределы выносливости в
рассматриваемом сечении
,
где
Коэффициенты запаса
прочности по нормальным и касательным напряжениям
Коэффициент запаса
прочности
11. Выбор
типа смазывания
Смазывание зубчатого
зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь
корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88
дм3
По таблице 10.21 [ 1.,с.255]
устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σНР=466
МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть
примерно равно 34· 10-6 м2/с. По таблице 10.21 [1.,с.255]
принимаем сорт масла И-Г-А 32
(индустриальное- для
гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по
ГОСТ 17479.4-87).
Определение уровня
масла.При окунании В масляную ванну колеса
m<hm<0,25d2
(11.1)
2< hm<0,25·224=56 мм
Камеры подшипников
заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на
несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте.
Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.
12. Выбор
посадок
Посадки назначаем в
соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ]
Посадка зубчатого колеса
на вал
Шейки валов под
подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под
наружные кольца
13. Технико-экономическое
обоснование конструкции
Технический уровень
целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение
затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора
является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно
принять вращающий момент Т3, на его тихоходном валу. Объективной
мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его
проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную
массу γ = m/Т3 .
Определение массы
редуктора
m=φ ρ V·10 -9
(13.1)
где φ=0,41– коэффициент заполнения ; [
1,с.277]
ρ=7,4·10 3
кг/м 3 - плотность чугуна;
V – условный объём редуктора
m=0,41·7,4·10 3·280·180·250·10
-9=38,2 кг
Критерий технического
уровня
γ = m/Т3
(13.2)
γ =38,2/321,7=0,11
Вывод: Технический
уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически
неоправданно.
14. Сборка
редуктора
Перед сборкой внутреннюю
полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в
соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают
мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до
80 - 100˚С;
в ведомый вал закладывают
шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают
распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают
в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая
предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для
центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;
затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый
вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную
смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для
регулировки.
Перед постановкой
сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные
горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания
подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого
вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее
торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку
маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и
закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона;
закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими
условиями.
Список
литературы
1. А.Е. Шейнблит «Курсовое
проектирование деталей машин», Калининград, 1999
2. П.Ф. Дунаев «Конструирование
деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001
3. М.И. Фролов, «Техническая
механика. Детали машин», Москва , «Высшая школа» 1990
4. С.А. Чернавский «Курсовое
проектирование деталей машин»,Москва,машиностроение,1997
5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали
машин. Курсовое проектирование»Москва , «Высшая школа» 1984
Размещено на