Курсовой проект. «Расчет одноступенчатого цилиндрического редукт. Курсовой проект Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора
 Скачать 0.97 Mb.
|
|
Приазовский государственный технический Университет Кафедра ПГТУ и ТМ Курсовой проект Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора Выполнил Сопко И.И. Проверил г. Мариуполь 2006 г Реферат Курсовой проект содержит 38 стр, 4 рис, 5 табл, 1 приложение, 6 источников. Объект – привод ленточного транспортера с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором. Цель – спроектировать привод ленточного транспортера с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором. Развить ощущения пропорции и получить конструкторские навыки, и опыт в решении комплексных инженерных заданий. Изучить влияния технологии изготовления деталей на их конструкцию и метод расчета, а также ознакомиться с методикой использования технической литературы. В работе приведены прочностные расчеты зубчатой передачи, валов, шпонок. Рассчитана долговечность подшипников и конструкторские элементы корпуса редуктора. Приведен кинематический расчет привода. Подобран материал шестерни, колеса и валов, а также подобран материал смазки приводных устройств. ПРИВОД, ТРАНСПОРТЕР, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ, ВАЛ, ПОДШИПНИК, СМАЗКА, ШПОНКА, КОРПУС, МУФТА, УПЛОТНИТЕЛЬ, МОДУЛЬ, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ. ПГТУ, гр. З-ММС-04 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 Пояснительная записка 38 Листов Лит. Утверд. Н. Контр. Реценз. Провер. Сопко И.И. Разраб. Содержание Введение. 5 1 Кинематический расчет привода. 6 1.1 Расчет клиноременной передачи. 8 2 Проектный расчет редуктора. 12 2.1 Выбор материалов шестерни и колеса, расчет допускаемых напряжений. 12 2.2 Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления. 13 2.3 Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса ............ 15 3 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора по контактным напряжениями напряжениям изгиба .................................................................. 16 4 Проектный расчет валов редуктора ....................................................... 19 5 Выбор подшипников, шпонок, уплотнений. 21 6 Разработка компоновочного эскиза редуктора. 22 7 Проверочный расчет ведомого вала редуктора .................................... 24 8 Расчет долговечности подшипников ..................................................... 28 9 Выбор и расчет муфты ............................................................................ 30 10 Выбор смазки и смазочных устройств. Список использованной литературы ........................................................ Приложение ................................................................................................. 33 ПГТУ, гр. З-ММС-04 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 Пояснительная записка 38 Листов Лит. Утверд. Н. Контр. Реценз. Провер. Сопко И.И. Разраб. Введение При создании приводов различных механизмов в условиях современной промышленности часто возникает необходимость изменения скорости вращения элементов трансмиссионных узлов и передаваемых ими крутящих моментов. Для этих целей служат специальные устройства – редукторы, вариаторы, мультипликаторы и т.д. Основная функция редукторов – увеличение крутящего момента на выходном валу по сравнению с крутящим моментом на входном валуи в тоже время – уменьшение частоты вращения выходного вала по сравнению с входным. Это обуславливает их высокую применяемость при проектировании машин непрерывного транспорта (конвейеров, поскольку отданной группы механизмов требуется не только обеспечение заданной скорости движения грузонесущего органа, но и создание значительного тягового усилия, что без редукторов представляется практически невозможным. 6 1 Кинематический расчет привода По табл. 1.1 ([1, с. 5]) коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес 98 , 0 1 = η , коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 99 , 0 2 = η , КПД клиноременной передачи , коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана Общий КПД привода 9 , 0 99 , 0 95 , 0 99 , 0 2 99 , 0 98 , 0 4 3 Мощность навалу барабана Р кВт. Требуемая мощность электродвигателя 9 , 8 9 , 0 8 Р Р 3 ТР = = η = кВт. Угловая скорость барабана 9 , 6 = ω З рад/с. Частота вращения барабана 66 14 , 3 9 , 6 30 30 n З Б = ⋅ = π ω ⋅ = об/мин. По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный с короткозамкнутым ротором серии А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения ротора 1000 об/мин АУ с мощностью 9 , 8 Р ТР = 11 Р ДВ = кВт и скольжением Номинальная частота вращения ротора 973 27 1000 n ДВ = − = об/мин, угловая скорость 8 , 101 30 973 14 , 3 30 n ДВ ДВ = ⋅ = ⋅ π = ω рад/с. Передаточное отношение 8 , 14 9 , 6 8 , 101 U Б ДВ = = ω ω = Намечаем для редуктора РЕД тогда для клиноременной передачи 5 8 , 14 U U U РЕД Р = = = Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора (см. рис. 1.1, вал (В) 08 , 1158 2 , 2 10 РТ 2 2 = π ⋅ ⋅ = ω = Нм, 6 , 231 5 08 , 1158 U Т Т РЕД 2 1 = = = Нм. Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода Таблица 1.1 - Частоты вращения и угловых скоростей валов Вал А 973 n ДВ = об/мин 8 , 101 ДВ Р = ω = ω рад/с Вал В 330 n 1 = об/мин 5 , 34 1 = ω рад/с Вал С 64 n Боб мин9,6БЗ рад/с 1.1 Расчет клиноременной передачи Исходными данными являются – кВт 9 , 8 Р ТР = – об/мин; 973 n ДВ = – ; Р скольжение ремня ε = 0,015. По номограмме рис. 7.3 [1, св зависимости от частоты вращения меньшего шкива (в нашем случае 1 n 973 n n ДВ 1 = = об/мин, см. вал (А) рис. 9 1.1) и передаваемой мощности 9 , 8 Р Р ТР = = кВт принимаем сечение клинового ремня (Б. Вращающий момент дв P T ω = (1.1) где окружная скорость двигателя 8 101 дв = ω 3 3 10 108 8 101 10 Н мм. Диаметр меньшего шкива определяем по формуле [1, с 5 190 143 10 108 ) 4 3 ( T ) 4 3 ( d 3 3 3 Согласно табл. 7.8 [1, с. 132] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее мм принимаем мм. 180 Диаметр большего шкива [1, с. 120]: 523 ) 015 0 1 ( 180 95 мм Принимаем мм из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 Уточняем передаточное отношение по формуле 16 3 ) 015 0 1 ( 180 560 ) 1 ( d d U 1 При этом угловая скорость ведущего вала (В) будет 36 16 3 8 101 U p дв в рад/с Расхождение стем, что было получено по первоначальному расчету, составило % 4 % 100 5 34 36 5 34 = ⋅ − , что больше допустимого. Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов мм, мм. Межосевое расстояние следует принять в интервале [1, с. 130]: p a 10 5 384 ) 500 180 ( 55 0 T ) d d ( 55 0 a 0 мм 680 500 180 d d a 2 мм. Принимаем предварительно близкое значение 500 a мм. Расчетная длина ремня по формуле [1, с 8 2118 2 51 680 14 3 5 0 500 2 a 4 ) d d ( ) d d ( 5 0 a 2 L p 2 1 2 Ближайшее значение по ГОСТ 12841-80 мм. Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня p a L по формуле [1, с. 121]: [ ] y 2 ) W L ( ) W L ( 25 0 a 2 p ⋅ − − + − ⋅ = , (1.2) где 6 1067 680 14 3 5 0 ) d d ( 5 0 W 2 мм 102400 ) 180 500 ( ) d d ( y 2 2 1 мм, тогда [ ] 535 102400 2 ) 6 1067 2240 ( ) 6 1067 2240 ( 25 мм При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 4 22 2240 01 0 L 01 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 56 2240 025 0 L 025 мм для увеличения натяжения ремней. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 0 p 1 2 1 146 535 180 500 57 180 a d d 57 Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня выбираем по табл. 7.9 [1, с. 136]: – для привода к ленточному конвейеру при односменной работе 0 Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при [1, с. 135] ( ) 0 146 = α 9 0 C ≈ α Коэффициент, учитывающий число ремней в передачи [1, с. 135], предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, принимаем 95 Число ремней в передаче определяем по формуле [1, с. 135]: z L 0 p C C C P C P z ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = α , (1.3) где - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт кВт для ремня (Б) при длине 0 P 9 мм, работе на шкиве мм и ; то, что в нашем случае ремень имеет другую длину мм, учитывается коэффициентом ). 180 d 1 = 3 U p ≤ 2800 L = L C 1 3 95 0 90 0 05 1 90 3 1 Принимаем Натяжение ветви клинового ремня определяем по формуле [1, с. 136]: 2 L p 0 C z C C P 850 F ν ⋅ θ + ⋅ ν ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = α , (1.4) где мс – скорость передачи 2 9 10 180 8 101 5 0 d 5 0 3 1 дв = ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ω ⋅ = ν − θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил для ремня сечения (Б) ( 18 0 = θ 2 мс Н. 404 2 , 9 1 , 0 90 , 0 2 , 9 3 05 , 1 1 11 850 F 2 Н Ширина шкивов определяем по формуле [1, с. 136], принимаем шаг резьбы , : ш 12 f = 63 5 12 2 19 ) 1 3 ( f 2 e ) 1 z ( B ш = ⋅ + ⋅ − = ⋅ + ⋅ − = мм. 12 2 Проектный расчет редуктора 2.1 Выбор материалов шестерни и колеса, расчет допускаемых напряжений Поскольку в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45 термообработка улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200. Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [1, с. 136]: [ ] [ ] H HL b lim H H S k ⋅ σ = σ , (2.1) где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов по табл. 3.2 [1, с. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев НВ 350 и термообработкой улучшением b lim H σ 70 HB 2 b lim H + ⋅ = σ ; HL k – коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем 1 k HL = ; [ H S ] – коэффициент безопасности, принимаем равный 1,1. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле [1, с. 35]: [ ] [ ] [ ] ) ( 45 0 2 H 1 H H σ + σ ⋅ = σ (2.2) где [ ] и [ - допускаемое контактное напряжение соответственно для шестерни и колеса. 1 H σ ] 2 H σ [ ] 482 1 1 70 230 МПа [ ] 428 1 1 70 200 МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле 2.2 [ ] 410 ) 428 482 ( 45 0 H = + ⋅ = σ МПа Требуемое условие [ ] [ ] 2 H H 23 1 σ ⋅ ≤ σ выполнено. Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле [1, с. 43] [ ] [ ] F b lim F F S σ = σ , (2.3) где HB 8 1 b lim F = σ для стали 45 улучшенной 415 230 8 1 1 b МПа 360 200 8 1 1 b МПа. [ ] 75 1 S F = - коэффициент безопасности тогда [ ] 237 75 1 415 МПа [ ] 206 75 1 360 МПа. 2.2 Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [1, с. 38] [ ] 3 ba 2 2 H H 2 a w U k T ) 1 U ( k a ψ ⋅ ⋅ σ ⋅ ⋅ + ⋅ = β , (2.4) где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зуба, принимаем β H k 25 1 k H = β , поскольку со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшают контакт зубьев [1, с. 292]; ba ψ – коэффициент ширины венца, для косозубой передачи принимаем по межосевому расстоянию 4 0 a b w ba = = ψ ; 43 k a = – для косозубых колес 5 U U p = = – передаточное отношение редуктора. 14 5 245 4 0 5 410 25 1 08 1158 ) 1 5 ( 43 a 3 мм Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм. 250 a Нормальный модуль зацепления принимаем последующей рекомендации Принимаем по ГОСТ 9563-60 3 m мм. Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса по формуле [1, с. 37] 0 10 = β 27 3 ) 1 5 ( 10 cos 250 2 m ) 1 U ( cos a 2 z 0 n Принимаем ; тогда 21 z 1 = 135 5 27 U z z 1 Уточненное значение угла наклона зубьев 972 0 250 2 3 ) 135 27 ( 2 ) ( cos 2 1 = ⋅ ⋅ + = ⋅ ⋅ + = w n a m z z β / 0 30 Основные размеры шестерни и колеса делительные диаметры 3 83 27 972 0 3 z cos мм 7 416 135 972 0 3 z cos мм Проверка 250 2 7 416 3 83 2 d d a 2 диаметры вершин зубьев 3 89 3 2 3 83 m 2 d d n 1 мм 7 422 6 7 416 m 2 d d n 2 мм. ширина колеса 100 250 4 0 a b w мм ширина шестерни 105 5 100 5 b b 2 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру 26 1 3 83 105 d b 1 Окружная скорость колеси степень точности передачи 437 1 10 2 3 83 5 34 10 2 d 3 3 1 мс При такой скорости для косозубых колес следует принять ю степень точности [1, с. 40] 2.3 Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса Шестерню выполняем заодно целое с валом (ее размеры определены выше мм мм 3 83 d 1 = 3 мм) Колесо кованное 7 мм 7 мм мм. Диаметр ступицы 160 100 6 1 d 6 1 d 2 k ст = ⋅ = ⋅ = мм, длина ступицы 150 120 100 ) 5 1 2 1 ( d ) 5 1 2 1 ( l 2 k ст = ⋅ = ⋅ = мм, принимаем мм. Толщина обода 12 5 7 3 ) 4 5 2 ( m ) 4 5 2 ( n 0 = ⋅ = ⋅ = δ , принимаем мм 12 Толщина диска 30 100 3 0 b 3 мм. 16 3 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора по контактным напряжениями напряжениям изгиба Проверка контактных напряжений осуществляется по формуле [1, с. 31] 2 2 3 H 2 w H U b ) 1 U ( k T a 270 ⋅ + ⋅ ⋅ = σ , (3.1) где – коэффициент нагрузки, определяем по формуле [1, с. 294] H k ν α β ⋅ ⋅ = H H H H k k k k β H k – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (при 26 1 bd = ψ , твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от натяжения клиноременной передачи 25 1 k H = β [1, с. 32]); α H k – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (при 437 мс и й степени точности 08 1 k H = α [1, с. 39]); ν H k – динамический коэффициент ( 0 1 k H = ν при 5 ≤ ν мс) Таким образом 35 1 08 1 25 1 0 1 k H = ⋅ ⋅ = ; 2 T – крутящий момент ведомого вала, Н мм 9 396 25 100 ) 1 5 ( 35 1 10 08 1158 250 270 3 3 H = ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅ = σ МПа Условие прочности приконтактных напряжениях обеспечивается. Определяем силы, действующие в зацеплении по формуле [1, с. 158]: Окружная 6 5560 3 83 10 6 231 2 d T 2 F 3 Н Радиальная 2 2082 30 13 cos 20 tg 6 5560 cos tg F F / 0 0 t Н Осевая Н. 98 1334 30 13 tg 6 5560 tg F F / 0 t a = ⋅ = β ⋅ = Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1, с. 41] [ F n F F F t F m b k Y Y k F σ ≤ ⋅ ] ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = σ α β , (3.2) 33 1 k F = β при , твердости НВ 26 1 bd = ψ 350 ≤ и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор 3 1 k F = ν [1, с. 43] при мс и й степени точности < ν 73 1 3 1 33 1 k F = ⋅ = ; F Y – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1, с. 42]: ν z для шестерни 29 30 13 cos 27 cos z z / 0 3 3 1 1 ≈ = β = ν ; для колеса 147 30 13 cos 135 cos z z / 0 3 3 2 2 ≈ = β = ν 85 3 Y 1 F = ; 6 Находим отношение [ для шестерни 6 61 85 3 237 = ; для колеса 5 57 6 3 206 Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которых найденное отношение меньше. Определяем коэффициент и по формулам [1, с. 46]: β Y α F k 140 1 Y β − = β , (3.3) α α α ε ⋅ − ⋅ − ε + = 4 ) 5 n ( ) 1 ( 4 k F , При средних значениях коэффициента торцевого перекрытия 5 1 = ε α и й степени точности ; 92 0 k F = α 18 9 0 140 1 Y = β − = β 6 95 3 100 92 0 9 0 6 3 73 1 6 5560 МПа Условие прочности выполнено. 19 4 Проектный расчет валов редуктора Проектный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении с учет влияния изгиба от натяжения ремней клиноременной передачи [ МПа по формуле [1, с. 161]: [ ] 9 38 20 14 3 10 6 231 16 T 16 d 3 3 3 k 1 k 1 в = ⋅ ⋅ ⋅ = τ ⋅ π ⋅ = мм Поскольку вал редуктора соединен с электродвигателем посредством клиноременной передачи, то принимаем 42 d 1 в = мм; под подшипником мм. 50 d 1 п = Рисунок 4.1 – Конструкция ведущего вала Ведомый вал При допускаемом напряжении [ диаметр выходного конца равен 62 25 14 3 10 08 , 1158 16 d 3 3 2 в = ⋅ ⋅ ⋅ = мм Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда [1, с. 46]: мм диаметр вала под подшипниками принимаем мм под зубчатым колесом мм. 63 d 2 в = 70 d 2 п = 75 d 2 k = Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. Рисунок 4.2 – Конструкция ведомого вала 21 5 Выбор подшипников, шпонок, уплотнений Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии габариты подшипников выбираем по диаметру вала вместе посадки подшипников мм и 50 d 1 п = 70 d 2 п = мм по ГОСТ 8338-75. Таблица 5.1 – Габариты принятых подшипников Размеры, мм Грузоподъемность, кН Условное обозначение подшипника d D В С С 310 50 110 27 65,8 36,0 314 70 150 35 104,0 63 Примечание Наружный диаметр подшипника D = мм оказался больше диаметра окружных зубьев 3 мм. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их размеры приведены в табл. 5.2 Таблица 5.2 – Размер армированных резиновых манжет d, мм D, мм h 1 , мм h 2 , мм 50 70 10 14 70 95 12 16 Крутящий момент от передачи к передачи передается посредством призматических со скругленными торцами шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45, термообработка нормализация. Таблица 5.3 – Размеры принятых шпонок Диаметр вала d, мм Сечение шпонки h b × Глубина паза в валу t 1 , мм Глубина паза в втулке t 2 , мм 42 12× 8 5 3,3 75 20× 12 7,5 4,9 63 18× 11 7,0 4,4 22 6 Разработка компоновочного эскиза редуктора Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый служит для приближенного определения положения зубчатых колеси клиноременной передачи шкивов относительно опор) для последующего определения опорных реакций. Компоновочный чертеж выполняем водной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Рассчитываем размеры корпусной детали редуктора последующим рекомендациям. Толщина стенок корпуса и крышки , 25 7 1 250 025 0 1 a 025 0 = + ⋅ = + ⋅ = δ принимаем мм , 6 1 250 02 0 1 a 02 0 1 = + ⋅ = + ⋅ = δ принимаем 8 мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса и пояса крышки 12 8 5 1 5 мм 12 8 5 1 5 1 b 1 мм Нижнего пояса корпуса 19 8 35 2 35 мм, принимаем мм. Диаметры болтов фундаментных , 21 5 19 12 250 ) 036 0 03 0 ( 12 a ) 036 0 03 0 ( d 1 = + ⋅ = + ⋅ = принимаем болты с резьбой М крепящих крышку к корпусу у подшипников , 15 14 20 ) 75 0 7 0 ( d ) 75 0 7 0 ( d 1 2 = ⋅ = ⋅ = принимаем М соединяющие крышку с корпусом , 12 10 20 ) 6 0 5 0 ( d ) 6 0 5 0 ( d 1 1 = ⋅ = ⋅ = принимаем М. Измерением находим расстояние на ведущем валу мм и на ведомом валу мм. Глубина гнезда подшипника B 5 1 l г для подшипника №80114 мм мм примем 20 B = 30 20 5 1 l г г = мм. Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру отверстия в этом фланце мм. Высоту головки болта примем б. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного шкива клиноременной передачи в мм 24 7 Проверочный расчет ведомого вала редуктора Ведомый вал (рис. 7.1) несет следующие нагрузки – окружная Н 6 5560 F t = – радиальная Н 2 2082 F r = – осевая Н 98 Из первого этапа компоновки Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему. Проверочный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [ . Прочность соблюдена при ] S [ Будем производить расчет для предположительно наиболее опасного сечения ведомого вала. Реакции опор – в вертикальной плоскости МАМ Н – в горизонтальной плоскости МА 1560 228 35 208 98 1334 114 6 5560 l 2 2 d F l F R 3 2 a 1 t BX = ⋅ − ⋅ = ⋅ ⋅ − ⋅ = НМ Н Проверка 0 R F R X BX t AX = + − = ∑ 4000.2-5560,6+1560.4=0 Определяем изгибающие моменты в наиболее опасных сечениях – в вертикальной плоскости 4 118685 114 прав лев c = ⋅ = ⋅ = = Н мм – в горизонтальной плоскости 4 633908 114 6 5560 l F M 3 t лев c = ⋅ = ⋅ = Н мм 5 912051 35 208 98 1334 114 6 5560 2 d F l F M 2 a 3 t прав Н мм. Рисунок 7.1 – Схема нагружения ведомого вала Из анализа эпюр наиболее опасным сечением является сечение С – Св котором суммарный действующий момент составит 4 919741 5 912051 4 118685 M M M 2 2 2 CX 2 cy c = + = + = Н мм. Материал вала принимаем сталь 45, термическая обработка – нормализация. При диаметре заготовки до мм (по табл [1, св нашем случае мм) среднее значение предел выносливости равен МПа. 75 d к = 780 B = σ Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 335 780 43 0 43 0 B 1 = ⋅ = σ ⋅ ≈ σ − МПа Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа Проверяем вал на прочность и жесткость в наиболее опасном сечении сечение С – С. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (по табл. 8.5 [1, с. 165]) ; 78 1 K = σ 67 масштабные факторы ; (по табл. 8.8 [1, с. 166]); коэффициенты и [2, с. 65]. 72 0 = ε σ 61 0 = ε τ 15 0 = ψ σ 1 Определяем момент сопротивления кручению по формуле [1, с. 165]: 2 k 2 1 2 k 1 3 2 k k d 2 ) t d ( t b 16 d W ⋅ − ⋅ ⋅ − ⋅ π = , (7.1) где b – ширина шестерни (мм 1 t – глубина паза в валу ( мм 1 t 7 78236 75 2 ) 5 7 75 ( 5 7 20 16 75 W 2 3 k = ⋅ − ⋅ ⋅ − ⋅ π = мм 3 Определяем момент сопротивления изгибу по формуле [1, с. 165]: 2 k 2 1 2 k 1 3 2 k d 2 ) t d ( t b 32 d W ⋅ − ⋅ ⋅ − ⋅ π = , (7.2) 2 36840 75 2 ) 5 7 75 ( 5 7 20 32 75 W 2 мм Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений 4 7 7 78236 2 10 08 1158 W 2 T 3 k 2 m МПа. Амплитуда нормальных напряжений изгиба 98 24 2 36840 МПа. Среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям 2 9 4 7 1 0 4 7 61 0 / 67 1 193 / K S m Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 4 5 98 24 72 0 / 78 Общий коэффициент запаса прочности [ ] S 7 4 4 5 2 9 4 5 2 9 S S S S S 2 2 2 Условие прочности и жесткости обеспечено. 28 8 Расчет долговечности подшипников Суммарные реакции опор на ведомом валу 5 4133 2 4000 1 1041 R R P 2 2 2 1 y 2 Н 8 1875 4 1560 1 1041 R R P 2 2 2 2 y 2 Н. Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле [1, с. 212]: Т б a 1 r э, (8.1) где 1 V (вращается внутреннее кольцо = Т б K , K - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров. Отношение 021 0 10 63 98 1334 C P 3 0 a = ⋅ = этой величине (по табл. 9.18 [1, с. 213]) соответствует . Отношение 20 0 e ≈ e 323 0 5 4133 98 1334 P P 1 r a > = = , тогда ; 56 0 X = 1 1 Y = 3783 1 1 ) 98 1334 1 1 5 4133 1 56 0 ( P э = ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ = Н. Расчетная долговечность, млн. об. 20777 3783 10 104 P C L 3 3 3 э = ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ ⋅ = ⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ = млн.об. Расчетная долговечность, ч. 4 6 2 6 10 1 541 64 60 10 20777 n 60 ч Ресурс завышен, поэтому принимаем подшипники для обоих валов особо легкой серии №114 с параметрами мм мм мм кН; кН. – для ведомого вала №110 с параметрами 37 C = 5 мм, мм, 1 B 6 = , 6 21 C = кН; кн. – для ведуща его вал Тогда 29 054 0 10 5 24 98 1334 C P 3 0 a = ⋅ = , 26 Отношение e 323 0 5 4133 98 1334 P P 1 r a > = = ; 56 0 X = ; 71 1 Y = 4598 1 1 ) 98 1334 71 1 5 4133 1 56 0 ( P э = ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ = Н; 534 4598 10 3 37 P C L 3 э 3 6 2 6 10 139 64 60 10 534 n 60 10 L L ⋅ = ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ = , что больше установленных ГОСТ 16162-85. Для зубчатых редукторов минимальная долговечность подшипника составляет 10000 ч. 30 9 Выбор и расчет муфты Для ведомого вала принимаем зубчатую муфту для компенсации перекосов и смещений валов барабана конвейера и редуктора. Муфта принимается по расчетному моменту, который определяем по формуле [1, сном) где k – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, значение его принимаем по табл. 11.3 [1, с ( 5 1 3 1 k = - 1 категория) 5 1505 08 1158 3 1 T p = ⋅ = Нм Согласно вышеуказанному условию для ведомого вала принимаем зубчатую муфту со следующими параметрами по ГОСТ 5006-55 (см. табл) для компенсации перекосов и смещений валов барабана конвейера и ведомого вала редуктора. Таблица 9.1 – Параметры зубчатой муфты Размеры, мм Т, Нм, об мин d D D 1 D 2 B l c b r m z A L e 1900 2120 120 350 260 160 50 140 5 35 605 4 56 185 285 30 31 10 Выбор смазки и смазочных устройств 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 определяем из расчета л масла на кВт передаваемой мощности 8 2 11 25 л По табл [3, с устанавливаем вязкость масла. Приконтактных напряжениях МПа и скорости 4 410 = σ H 1 V = мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 6 10 мс. По табл принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже, сорт мази выбираем по табл [3, с – солидол марки УС. Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой. Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины. Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем. Список использованной литературы 1. А.В. Кузьмин и др. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. – Минск Высшая школа. 1986 - с. 2. Расчеты деталей машин Справ. пособие/А.В. Кузьмин, ИМ. Чернин, Б.С. Козинцев. – е изд, пере раб. и доп. – Мн.:Вышэйшая школа, 1986. – 400 с. 3. Атлас конструкций редукторов. ПИ. Цехнович, И.П. Петриченко. – Киев Вища школа. 1990 – 151 с. 4. МН. Иванов и др. Детали машин. – М Высшая школа. 1976 – с. 5. И.И. Устюгов. Детали машин. Учеб. пособие для учащихся заочных техникумов. М Высшая школа. 1973 – 472 с. 6. ПФ. Дунаев, ОП. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование Учеб. пособие. – е изд, перераб. и доп. Высшая школа. 1990 – 399 с. Приложение |