ПРОЕКТ ПРИВОДА ГАЛТОВОЧНОГО БАРАБАНА. Расчет 7-1Ш. Техническое задание 7

• Название: Техническое задание 7
• Анкор: ПРОЕКТ ПРИВОДА ГАЛТОВОЧНОГО БАРАБАНА
• Дата: 02.08.2022
• Размер: 0.64 Mb.
• Имя файла: Расчет 7-1Ш.doc
• Тип: Техническое задание; #639434

Техническое задание 7

Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки.



Исходные данные:
Окружная сила на барабане F, кН 0,5

Окружная скорость барабана м/с 2,0

Диаметр барабана D, мм 400

Допускаемое отклонение

скорости барабана δ, % 3

Срок службы привода L_г, лет 7

1 Кинематическая схема машинного агрегата

1. Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом галтовочного барабана для снятия заусенец после штамповки и может использоваться в штамповочных цехах машиностроительных предприятий различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с нижним расположением шестерни, ведомый вал редуктора через упругую втулочно-пальцевую муфту соединяется с валом галтовочного барабана. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном 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

где L_Г = 7 года – 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 = 2 – число смен

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

L_h = 365·7·0,82·8·2·1 = 33600 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 35 ·10³ часов.

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	7	2	8	35000	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности.

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 0,5·2,0 = 1,0 кВт

2.2 Общий коэффициент полезного действия

η = η_мη_з.пη_пк²η_о.пη_пс,

где η_м = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

η_з.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи,

η_о.п = 0,98 – КПД открытой ременной передачи,

η_пк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

η_пс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения.

η = 0,98·0,98·0,995²·0,97·0,99 = 0,913.

2.3 Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/η = 1,0/0,913 = 1,09 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,1 кВт

0. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1

Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А71В2	1,1	3000	2810
2	4A80А4	1,1	1500	1420
3	4A80В6	1,1	1000	920
4	4A90L8	1,1	750	700

Частота вращения барабана

n_рм = 6·10⁴v/(πD) = 6·10⁴·2,0/(π400) = 95 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	29,58	14,95	9,68	7,36
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	5,92	2,99	1,94	1,47

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 2, так как только в этом случае передаточное число клиноременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷3).

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 1420 об/мин ₁ =1420π/30 =148,7 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1420/2,99=475 об/мин ₂=475π/30 = 49,7 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =475/5,0 = 107 об/мин ₃= 95π/30 = 9,95 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = πDn₃/6·10⁴ = π·400·95/6·10⁴ = 1,99 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = (2,00 – 1,99)100/2,0 = 0,5 < 3%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 1,09 кВт

P₂ = P_трη_о.пη_пк = 1,09·0,98·0,995 = 1,06 кВт

P₃ = P₂η_з.пη_пк = 1,06·0,97·0,995 = 1,03 кВт

P_рв = P₃η_мη_пс = 1,03·0,98·0,99 = 1,0 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1090/148,7 = 7,33 Н·м

Т₂ = 1060/49,7 = 21,3 Н·м

Т₃ = 1030/9,95 = 103,5 Н·м

Т₄ = 1000/9,95 = 100,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3

Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборо­тов об/мин	Угловая ско­рость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1420	148,7	1,09	7,33
Ведущий вал редуктора	475	49,7	1,06	21,3
Ведомый вал редуктора	95	9,95	1,03	103,5
Рабочий вал	95	9,95	1,00	100,5

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.50], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения: [σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·9,95·35,0·10³ =20,0·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL – коэффициент долговечности

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

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,40 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[103,5·10³·1,0/(417²·5,0²·0,40)]^1/3 = 101 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 100 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 5,8 – для косозубых колес,

d₂ – делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,

b₂ – ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w = 0,40·100 = 40 мм.

m > 2·5,8·103,5·10³/167·40·199 = 0,90 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·1,5/40) = 7,54°

Принимаем β = 8°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosβ/m

z_c = 2·100cos8°/1,5 = 132

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 132/(5,0 +1) = 22

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c–z₁ = 132 – 22 =110;
уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =110/22 = 5,0,

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1321,5/2100 = 0,9900   = 8,11°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (110+22)·1,5/2cos 8,11° = 100 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 1,5·22/0,990 = 33,33 мм,

d₂ = 1,5·110/0,990 = 166,67 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 33,33+2·1,5 = 36,33 мм

d_a2 = 166,67+2·1,5 = 169,67 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,4m = 33,33 – 2,5·1,5 = 29,58 мм

d_f2 = 166,67 – 2,5·1,5 = 162,92 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,40·100 = 40 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷5) = 40+(3÷5) = 44 мм

Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 9,95·166,67/2000 = 0,8 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₁/d₁ = 2·21,3·10³/33,33 = 1278 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosβ = 1278tg20º/0,990 = 470 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 1278tg 8,11° = 182 Н.
Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (33,33+166,67)/2 = 100 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 33,33+6 = 39,33 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 – для косозубых колес [1c.64],

К_Нα = 1,06 – для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки [1c.65].

σ_H = 376[1278(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(166,67·40)]^1/2 = 417 МПа.

Недогрузка (417 – 417)100/417 = 0% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – β/140 = 1 – 8,11/140 = 0,942,

K_Fα = 1,91 – для косозубых колес,

K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 22 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 22/0,990³ = 22,7 → Y_F1 = 3,96,

при z₂ =110 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ =110/0,990³ = 113 → Y_F2 = 3,61.

σ_F2 = 3,61·0,942·1278·1,0·1,0·1,05/1,5·40 = 76,1 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 76,1·3,96/3,61 = 83,4 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.

5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи

открытого типа

Выбор ремня

По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =40 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ = 63 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) = 63∙2,99(1-0,02) = 185 мм

где ε = 0,02 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 180 мм

Фактическое передаточное число

u = d₂/d₁(1 – ε) = 180/63(1 – 0,02) = 2.92

Отклонение от заданного

Δu = (2,99 – 2,92)·100/2,99 = 2,3% < 3%
Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + H = 0,55(63+180) + 4,0 = 138 мм

h = 4,0 мм – высота ремня сечением K

принимаем а = 200 мм
Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(63+180) = 382

y = (d₂ - d₁)² = (180 – 63)² =13689

L = 2∙200 + 382 +13689/4∙200 = 799 мм

принимаем L = 800 мм
Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L – w) + [(L – w)² – 2y]^0,5} =

= 0,25{(800 – 382) +[(800 – 382)² - 2∙13689]^0,5} = 200 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(180- 63)/200 = 147º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π63∙1420/60000 = 4,7 м/с

Окружная сила

F_t = N/v = 1,09∙10³/4,7 = 232 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме

C_α = 0,91 – при α₁ = 147º

С_l = 1,02 – коэффициент учитывающий отношение L/L₀, L₀=0,71 м

[Р] = Р₀C_pC_α

P₀ = 1,76 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 1,76∙0,9∙0,91·1,02 = 1,47 кВт

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·1,09/1,47 = 7,4

принимаем Z = 8

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /VC_pC_α =

= 850∙1,09/4,7∙0,91∙0,9 = 241 H

Сила действующая на вал

F_в = 2F₀sin(α₁/2) = 2∙241sin(147/2) = 502 H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 10 Н/мм²

σ₁ – напряжение растяжения

σ₁ = F₀/A + F_t/2A = 241/67 + 232/∙2∙67 = 5,33 Н/мм²

А – площадь сечения ремня

А = 0,5b(2H – h)

b – ширина ремня

b = (z – 1)p + 2f = (8 – 1)2,4 + 2·3,5 = 23,8 мм

А = 0,5·23,8(2·4,0 – 2,35) = 67 мм²

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙2,35/63 = 2,98 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙4,7²∙10^-6 = 0,03 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 5,33+2,98+0,03 = 8,34 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 1278 Н

радиальная

F_r = 470 H

осевая

F_a = 182 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 502 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·103,5^1/2 = 1272 Н


Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора.

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

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

Диаметр быстроходного вала



где Т – передаваемый момент;

d₁ > (16·21,3·10³/π10)^1/3 = 22 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)25 = 3038 мм,

принимаем l₁ = 35 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ =1,530 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 30 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней


Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ > (16·103,5·10³/π15)^1/3 = 33 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)35 = 3552 мм,

принимаем l₁ = 50 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2540 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Диаметр вала под колесом:

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

принимаем d₃ = 48 мм.
Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №206 для быстроходного вала и №208 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника

d мм

D мм

B мм

С кН

С0 кН

№206	30	62	16	19,5	10,0

№208

40

80

18

32,0

17,8

8. Расчетная схема валов редуктора

   1. Быстроходный вал

Рис. 8.1 – Схема нагружения быстроходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 50F_t1– 100B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 1278·50/100 = 639 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 50F_t1– 100А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 1278·50/100 = 639 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 639·50 = 32,0 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 50F_r +100B_Y – F_a1d₁/2 – 80F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (502·80 + 182·33,33/2 – 470·50)/100 = 197 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 180F_в –100А_Y + 50F_r + F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А_Y = (180·502+ 470·50 + 182·33,33/2)/100 = 1169 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 502·80 = 40,2 Н·м

M_Y = 502·130 – 1169·50 = 6,8 Н·м

M_Y = 197·50 = 9,9 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (639² +1169²)^0,5 =1332 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (639² + 197²)^0,5 = 669 H

Схема нагружения тихоходного вала


Рис. 8.2 – Схема нагружения тихоходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 51F_t – 202F_м + 102D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (202·1272 – 51·1278)/102 = 1880 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 51F_t + 100F_м – 102C_X = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

С_X = (100·1272 + 51·1278)/102 = 1886 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1886·51 = 96,2 Н·м

M_X2 =1272·100 =127,2 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 51F_r + F_ad₂/2 – 102D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (51·470 +182·166.67/2)/102 = 384 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 51F_r – F_ad₂/2 – 102C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (51·470 – 182·166.67/2)/102 = 86 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 86·51 = 4,4 Н·м

M_Y2 = 384·51 = 19,6 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (1886² + 86²)^0,5 = 1888 H

D = (1880² + 384²)^0,5 = 1919 H

8. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 182/10,010³ = 0,018  е = 0,20 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/А =182/1332= 0,14 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = А – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

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

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·1332+0)1,3·1 = 1732 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 1732(573·49,7·35000/10⁶)^1/3 =17297 Н < C = 19,5 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(19,510³ /1732)³/60475 = 50074 часов, > [L]=35000 час

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 182/17,810³ = 0,010  е = 0,18 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/C =182/1919= 0,09 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·1919+ 0)1,3·1 = 2495 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 2495(573·9,95·35000·10⁶)^1/3 = 14578 Н < C = 32,0 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(32,010³ /2495)³/6095= 37014 часов, > [L]=35000 час

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 = 74 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 40 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,21,5+0,05·40 =5,3 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 = 10 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/р6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,025а_т + 3 = 0,025·100 + 1 = 3,5 мм принимаем  = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·140 + 12 = 17,0 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 63 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t = 63 – 2∙1,0 = 61,0 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (8– 1)2,4+ 2∙3,5= 23,8 мм

Толщина обода δ = 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм

принимаем δ= 4 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 22 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙22 = 35,2 мм

принимаем d_ст = 35 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 50 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 180 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t = 180 – 2∙1,0 = 178 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 25 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙25 = 40,0 мм

принимаем d_ст = 40 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 35 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 250 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·103,5 = 155 Н·м < [T]

Условие выполняется

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,06  0,7 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,8 м/с и контактном напряжении σ_в=417 МПа   =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
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.

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности



где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.

Материал шкива чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·21,3·10³/25(7-4,0)(32-8) = 23,7 МПа
Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14×9×32. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·103,5·10³/48(9-5,5)(32-14) = 68,5 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 10×8×50.Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·103,5·10³/35(8-5,0)(50-10) = 49,3 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5∙384 = 192 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]192 = 259 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙259/84 = 4 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

• 
  при изгибе _-1  0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;
  
• 
  при кручении _-1  0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.
  

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 40,2 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π30³/32 = 2,65·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·2,65·10³ = 5,30·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 40,2·10³/2,65·10³ =15,2 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 21,3·10³/5,30·10³ = 4,0 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,3; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,30 + 0,4 = 2,4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/3,30·15,2 = 6,7

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,4·4,0 + 0,1·4,0) =19,5

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 6,7·19,5/(6,7² + 19,5²)^0,5 = 6,3 > [s] = 2,5


Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 127,6 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ =12,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 127,6·10³/6,28·10³ = 20,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =103,5·10³/2·12,6·10³ = 8,2 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,65; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/3,65·20,3 = 4,5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,60·8,2 + 0,1·8,2) = 8,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 8,8·4,5/(4,5² + 8,8²)^0,5 = 3.9 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = LBH = 235∙170∙300 = 12∙10⁶ мм³

L = 235 мм – длина редуктора;

В = 170 мм – ширина редуктора;

Н = 300 мм – высота редуктора.

Масса редуктора

m = φρV∙10^-9 = 0,45∙7300∙12∙10⁶∙10^-9 = 39 кг

где φ = 0,45 – коэффициент заполнения редуктора

ρ = 7300 кг/м³ – плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ = 39/103,5 = 0,38

При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

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. Альбом деталей машин.

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

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.

Содержание

1 Кинематическая схема машинного агрегата

2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи

открытого типа

6 Нагрузки валов редуктора

7 Проектный расчет валов редуктора.

8 Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

9 Проверочный расчет подшипников

10 Конструктивная компоновка привода

11 Проверочные расчеты

12 Технический уровень редуктор

Литература