Курс. Курсовой проект. Курсовой проект по дисциплине Основы конструирования и детали машин

• Название: Курсовой проект по дисциплине Основы конструирования и детали машин
• Дата: 25.04.2022
• Размер: 152.48 Kb.
• Имя файла: Курсовой проект.docx
• Тип: Курсовой проект; #495005

Курсовой проект

по дисциплине «Основы конструирования и

детали машин»

Пояснительная записка

СОДЕРЖАНИЕ
Техническое задание………………………………………………………….3

1. Кинематическая схема машинного агрегата ……………………………..4

1.1. Условия эксплуатации машинного агрегата……………………………4

1.2. Срок службы приводного устройства…………………………………...5

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода…………………..….5

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя…………….....6

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней………..….6

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода…….…8

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений………………………………………………………………………….10

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи…………………………..…15

5. Расчет открытой цепной передачи……………………………………..…20

6. Нагрузки валов редуктора…………………………………………………21

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора………….…24

8. Расчетная схема валов редуктора…………………………………………25

9. Смазка редуктора……………………………………………………..……29

10. Подбор и проверка муфт…………………………………………………29

Литература……………………………………………………………………30

Техническое задание

на курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Спроектировать привод люлечного элеватора (задание 11, вариант 7)


1 – двигатель, 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 – цепная передача, 4 – цилиндрический редуктор, 5 – люлечный элеватор, 6 – ведущая звездочка, 7 – ведомая звездочка.

Рисунок №1 – Привод люлечного элеватора
Тяговая сила цепи F, кН -2,0

Скорость грузовой цепи v, м/с -1,5

Шаг грузовой цепи р, мм -125

Число зубьев звездочки z -10

Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, %-6

Срок службы привода L_г, лет 5
1. Кинематическая схема машинного агрегата

1. Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного Элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

2. Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле
L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c (1.2.1)
где L_Г = 5 лет – срок службы привода;

К_Г – коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 – число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов – продолжительность смены

L_c = 1 – число смен привод люлечный элеватор вал редуктор

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

L_h = 365·5·0,82·8·1·1 = 11972 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 1010³ часов.


2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины
Р_рм = Fv = 2,0·1,5 = 3,0 кВт (2.1.1)
Общий коэффициент полезного действия
η = η_мη_зпη_опη_пк²η_пс, (2.1.2)
где η_м = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

η_зп = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи,

η_оп = 0,93 – КПД открытой цепной передачи,

η_пк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

η_пс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения,

η = 0,98·0,97·0,93·0,995²·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя
Р_тр = Р_рм/η = 3,00/0,866 = 3,46 кВт. (2.1.3)
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6 [1c.391]:

мощность - 4,0 кВт,

синхронная частота – 1000 об/мин,

рабочая частота 950 об/мин.


2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Частота вращения рабочего вала привода
n_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·1,5/(10·125) = 72 об/мин (2.2.1)
Общее передаточное число привода
u = n₁/n_рм = 950/72 = 13,20 (2.2.2)
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для цилиндрической передачи 2÷6,3

- для открытой цепной 2÷5.

Принимаем для цилиндрической передачи u₁ = 4,0, тогда для открытой передачи
u₂ = u/u₁ = 13,20/4,0 = 3,3 (2.2.3)

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощности передаваемые валами:

P_дв = 4кВт

P₁ = P_трη_мη_пк = 3460·0,98·0,995 = 3374 Вт =3,374кВт– быстроходный вал

P₂ = P₁η_зпη_пк = 3374·0,97·0,995 = 3256 Вт =3,256кВт– тихоходный вал

P₃ = P₂η_опη_пс = 3256·0,93·0,99 = 3000 Вт =3кВт– рабочая машина

(2.2.4)

Числа оборотов валов и угловые скорости:
n₁ = n_дв = 950 об/мин - быстроходный вал

₁ = 950π/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/4,0 = 238 об/мин - тихоходный вал

₂= 238π/30 = 24,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 238/3,3 = 72 об/мин - рабочая машина

₃= 72π/30 = 7,53 рад/с (2.2.5)
Фактическое значение скорости тяговой цепи
v = zpn₃/6·10⁴ = 10·125·72/6·10⁴ = 1,5 м/с (2.2.6)

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 5%
Крутящие моменты:
Т₁ = P₁/₁ = 3374/99,5 = 33,9 Н·м – быстроходный вал

Т₂ = 3256/24,9 =130,8 Н·м – тихоходный вал

Т₃ = 3000/7,53 = 398,4 Н·м – рабочая машина (2.2.7)
Результаты расчетов сводим в таблицу№2.3.1

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	3,374	33,9
Ведомый редуктора	238	24,9	3,256	130,8
Рабочая машина	72	7,53	3,000	398,4

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 – НВ180.
Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности
K_HL = (N_H0/N)^1/6, (3.1)

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.51], (3.2)

N₁ = 573ωL_h = 573·99,5·10·10³ = 57·10⁷ (3.3)

N₂ = 573ωL_h = 573·24,9·10·10³ = 14,3·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1

[σ]_H01 = 1,8HB+67 = 1,8·230+67 = 481 МПа. (3.4)

[σ]_H02 = 1,8HB+67 = 1,8·180+67 = 391 МПа.

[σ]_H1 = 1·481=481МПа.

[σ]_H2 = 1·391 = 391 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0, (3.5)

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·230 = 237 МПа. (3.6)

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·180 = 186 МПа.

[σ]_F1 = 1·237 = 237 МПа.

[σ]_F2 = 1·186 = 186 МПа.
Таблица №3.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

	Марка стали	Dпред	Sпред	Термообработка	HBср	[σ]H	[σ]F
шестерня	сталь 45	125	80	улучшение	230	481	237
колесо	сталь 45	-	-	нормализация	180	391	186

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
, (4.1)
где К_а = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,315 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(4,0+1)[130,8·10³·1,0/(391²·4,0²·0,315)]^1/3 = 119 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Модуль зацепления
m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F), (4.2)
где K_m = 5,8 – для косозубых колес,
d₂ – делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·125·4,0/(4,0 +1) = 200 мм, (4.3)
b₂ – ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w = 0,315·125 = 40 мм. (4.4)
m > 2·5,8·130,8·10³/200·40·186 = 1,02 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:
z_c = 2a_wcosβ/m (4.5)
β – угол наклона зубьев

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/40) = 10°
z_∑ = 2·125cos10°/2,0 = 123 (4.6)
Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 123/(4,0 +1) = 25 (4.7)
Число зубьев колеса:

z₂ = z_c–z₁ = 123 – 25 = 98; (4.8)
уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ = 98/25 = 3,92, (4.9)
Отклонение фактического значения от номинального

(4,00 – 3,92)100/4,0 = 2,0%, допустимо 4%.
Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1232/2125 = 0,9840   =10,26°. (4.10)
Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (98+25)·2,0/2cos10,26° = 125 мм. (4.11)
делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 2,0·25/0,984 = 50,81 мм, (4.12)

d₂ = 2,0·98/0,984 = 199,19 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 50,81+2·2,0 = 54,81 мм (4.13)

d_a2 = 199,19+2·2,0 = 203,19 мм
диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,4m = 50,81 – 2,5·2,0 = 45,81 мм (4.14)

d_f2 = 199,19 – 2,5·2,0 = 195,19 мм
ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,315·125 = 40 мм (4.15)
ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 40+5 = 45 мм (4.16)
Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 24,9·199,19/2000 = 2,48 м/с (4.17)
Проверочный расчет

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₂/d₂ = 2·130,8·10³/199,19 = 1314 H (4.18)

- радиальная

F_r = F_ttg/cosβ = 1314tg20º/0,984 = 486 H (4.19)

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 1314tg10,26° = 238 Н. (4.20)

Расчетное контактное напряжение
, (4.21)
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1,09 – для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 376[1314(3,92+1)1,09·1,0·1,04/(199,19·40)]^1/2 = 361 МПа.

Недогрузка (391 – 361)100/391 = 7,7% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂), (4.22)

где Y_F2 – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – β/140 = 1 – 10,26/140 = 0,926,

K_Fα = 1,91 – для косозубых колес,

K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,10 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 25 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 25/0,984³ = 26,2 → Y_F1 = 3,87,

при z₂ = 98 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ = 98/0,984³ = 102,8 → Y_F2 = 3,60.

σ_F2 = 3,60·0,926·1314·1,0·1,0·1,10/2,0·40 = 60,2 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 60,2·3,87/3,60 = 64,7 МПа < [σ]_F1.
Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Таблица №4.1 - Параметры зубчатой передачи, мм

Межосевое расстояние, aw	125	Угол наклона зубьев, 	10,26°
Модуль зацепления, m	2	Делительный диаметр: шестерни, d1 колеса, d2	50,81 199,19
Ширина зуба венца: шестерни, b1 колеса, b2	45 40	Диаметр окружности вершин: шестерни, da1 колеса, da2	54,81 203,19
Число зубьев: шестерни, z1 колеса, z2	25 98	Диаметр окружности впадин: шестерни, df1 колеса, df2	45,81 195,19

5. Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи


(5.1)

где [p] = 30 МПа – допускаемое давление в шарнирах.

К_э – коэффициент эксплуатации
К_э = К_дК_сК_К_регК_р, (5.2)
где К_д = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 – смазка периодическая,

К_ = 1,0 – положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 – нерегулируемая передача,

К_р = 1 – работа в одну смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ – число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 – 2u = 29 – 23,3 = 22,4, (5.3)
принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 23

р = 2,8(130,810³1,88/2330)^1/3 = 20,1 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 25,4 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 7,92 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 15,88 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 28,5 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 233,3 = 75,9 (5.4)
Принимаем z₂ = 75
Фактическое передаточное число (5.5)

u₂ = z₂/z₁ = 75/23 = 3,26
Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Δu = (3,3 – 3,26)100/3,3 = 1,2% допустимо 4% (5.6)
Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² – 8²]^0,5} (5.7)

где L_p – число звеньев цепи,

z_c – суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 23+75 = 98,

 = (z₂ – z₁)/2 = (75 – 23)/2 = 8,28.
L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,598 + 8,28²/40 = 130,7 (5.8)

где а_р = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 130
а_р = 0,25{130 – 0,598+[(130 – 0,598)² – 88,28²]^0,5} = 39,6

a = a_pp = 39,625,4 = 1006 мм. (5.9)
Длина цепи

l = L_pp = 130,7·25,4 = 3320 мм (5.10)


Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)] (5.11)
ведущая звездочка:

d_д1 = 25,4/[sin(180/23)] = 186 мм, (5.12)
ведомая звездочка:

d_д2 = 25,4/[sin(180/75)] = 606 мм. (5.13)
Диаметры выступов

D_e = p(K+K_z – 0,31/) (5.14)
где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба

 – геометрическая характеристика зацепления,

К_z – коэффициент числа зубьев
 = р/d₁ = 25,4/7,92 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/23 = 7,28,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/75= 23,86,
D_e1 = 25,4(0,7+7,28 – 0,31/3,21) = 200 мм,

D_e2 = 25,4(0,7+23,81 – 0,31/3,21) = 620 мм.
Диаметры впадин: (5.15)

D_f = d_д – (d₁ – 0,175d_д^0,5)
D_f1= 186 – (7,92 – 0,175186^0,5) = 176 мм

D_f2= 606 – (7,92 – 0,175606^0,5) = 594 мм
Ширина зуба:

b = 0,93b₃ – 0,15 = 0,9315,88 – 0,15 = 14,62 мм (5.16)

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 14,62+21,6 = 17,82 мм (5.17)

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Проверочный расчет

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/25,4 = 591 об/мин (5.18)

Условие n = 238 < [n] = 591 об/мин выполняется.
Число ударов цепи (5.19)

U = 4z₁n₂/60L_p = 423238/60130 = 2,8
Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/25,4 = 20 (5.20)

Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2325,4238/6010³ = 2,32 м/с (5.21)
Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 3256·10³/2,32 = 1404 H (5.22)
Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А, (5.23)
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 7,9215,88 = 126 мм³. (5.24)
р = 14041,88/126 = 20,9 МПа.

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

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀) (5.25)
где F_v – центробежная сила

F₀ – натяжение от провисания цепи.
F_v = qv² = 2,62,32² =14 H (5.26)

F₀ = 9,8k_fqa = 9,862,61,006 = 154 H (5.27)
где k_f = 6 – для горизонтальной передачи.
s = 60000/(11404+14+154) = 38,2 > [s] = 8,6 [1c.94].
Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,151404+2154 = 1922 H. (5.28)

где k_в = 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

F_t = 1314 Н

радиальная

F_r = 486 H

осевая

F_a = 238 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·33,9^1/2 = 582 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 1922 H.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа
Быстроходный вал

Диаметр быстроходного вала



(7.1)

где Т – передаваемый момент;
d₁ = (33,9·10³/π10)^1/3 = 26 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 32 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)32 = 2538 мм (7.2)

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм; длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм, (7.3)

принимаем l₁ = 45 мм.
Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм, (7.4)

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ 72 мм. (7.5)
Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм. (7.6)

Вал выполнен заодно с шестерней
Тихоходный вал

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (130,8·10³/π15)^1/3 = 35 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;
Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм, (7.7)

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂  75 мм. (7.8)
Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм. (7.9)
Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40+3,22,5 = 48,0 мм, (7.10)

принимаем d₃ = 48 мм.
Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 = 80 мм. (7.11)

Длина ступицы:

l_ст = 1,5 d = 70 мм, (7.12)

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·40 = 6 мм (7.13)

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,5b = 0,5·40 = 20 мм (7.14)

Выбор подшипников
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №208 для тихоходного вала.
Таблица №4 - Радиальные шарикоподшипники легкой серии

Условное обозначение подшипника	D мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№208	40	80	18	32,0	17,8

8. Расчетная схема валов редуктора
Схема нагружения быстроходного вала


Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
m_A = 41F_t – 82B_X + F_м 72 = 0 (8.1)
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = [1314·41 + 582·72]/82 = 1168 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X + F_М – F_t =1168 + 582 –1314 = 436 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1168·41 = 47,9 Н·м

M_X2 = 582·72 = 41,9 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
m_A = 41F_r – 82B_Y – F_a1d₁/2 = 0 (8.2)
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
B_Y = (486·41 –238·50,81/2)/82 = 169 H

A_Y = F_r – B_Y = 486 – 169 = 317 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 317·41 = 13,0 Н·м

M_Y = 169·41 = 6,9 Н·м

Суммарные реакции опор:
А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (436² + 317²)^0,5 = 539 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1168² + 169²)^0,5 =1180 H

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 238/13,710³ = 0,017  е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =238/1180= 0,20 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0


P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т (8.3)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = В – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,3– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·1180+0)1,1·3 = 1534 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника
С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m, (8.4)
где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 1534(573·99,5·10000/10⁶)^1/3 =12720 Н < C = 25,5 кН


Схема нагружения тихоходного вала


Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
m_С = 44F_t – 88D_X + 168F_в = 0 (8.5)
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

D_X = [1314·44 + 1922·168]/88 = 4326 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

C_X = D_X – F_t – F_в = 4326 –1314 – 1922 =1090 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1090·44 = 48,0 Н·м

M_X2 =1922·80 =153,8 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 44F_r1+F_a2d₂/2 – 88D_Y = 0 (8.6)
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

D_Y = [486·44 +238·199,19/2]/88 = 512 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ

C_Y = D_Y – F_r = 512 – 486 = 26 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 26·44 = 1,1 Н·м

M_X2 = 512·44 = 22,5 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (1090² + 26²)^0,5 =1090 H

D = (4326² + 512²)^0,5 = 4356 H

Отношение F_a/C_o = 238/17,810³ = 0,013  е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/B =238/4356= 0,05 > e, следовательно Х=0,56; Y=2,4

Эквивалентная нагрузка

Р = (0,56·1·4356+2,4·238)1,3·1 = 3914 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 3914(573·24,9·10000·10⁶)^1/3 = 20452 Н < C = 32,0 кН

9. Смазка редуктора
Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0,50,8)N  3 л (9.1)
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,5 м/с и контактном напряжении σ_в=391 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.

10. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 63 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·29,7 = 45 Н·м < [T] (10.1)

Условие выполняется

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.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.