| Курсовая работа по деталям машин | |
| Автор: drug | Категория: Технические науки / Проектирование | Просмотров: | Комментирии: 0 | 02-01-2013 16:56 |
СКАЧАТЬ:
Задание на проектирование
Введение
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
II. Расчет передач
III. Предварительный расчет валов редуктора
IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
VI. Расчет клиноременной передачи
VII. Расчет параметров цепной передачи
VIII. Первый этап компоновки редуктора
IX. Проверка долговечности подшипников
X. Второй этап компоновки редуктора
XI. Проверка прочности шпоночных соединений
XII. Уточненный расчет валов
XIII. Вычерчивание редуктора
XIV. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
XV. Выбор сорта масла
XVI. Сборка редуктора
Библиографический список
Содержание
Введение
Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.
В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся по принципу действия и по конструкции.
Все эти устройства можно разделить на две основные группы:
транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.
транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.
Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:
приводная станция, от которой тяговый орган получает движение
тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них
рама или ферма транспортёра
поддерживающее устройство (катки, ролики)
натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа
Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.
Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.
В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.
Задание на проектирование
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (Рисунок 1).
электродвигатель, 2-ременная передача, 3-редуктор, 4-цепная передача, 5-барабан.
Рисунок 1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей
Срок службы – 5 лет, работа в 3 смены.
Полезная окружная сила, передаваемая лентой конвейера, – 11 кН,
Линейная скорость ленты – 2 м/с,
Ширина барабана – 200 мм,
Диаметр барабана – 400 мм.
Зубчатая пара: материал – сталь 12ХН3А, термическая обработка – на свое усмотрение.
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяется общий КПД двигателя:
, (1), с. 5
где
1 = 0,96 – коэффициент, учитывающий потери в ременной передаче;
2 = 0,99 – КПД, учитывающий потери подшипников качения;
3 =0,97 - КПД зубчатых колес,
4 = 0,95 – коэффициент, учитывающий потери в цепной передаче
Мощность на валу барабана:
, (1), с. 5
где Fд – окружная сила; Fд==11 кН;
Vд – скорость двигателя; Vд=2 м/с;
Требуемая мощность электродвигателя:
Принимается электродвигатель с мощностью 30 кВт с синхронной частотой вращения 1000 об/мин. Типоразмер 200L6. Процент скольжения – 2,1%.
Номинальная частота вращения электродвигателя:
n_дв=1000-21=979 об/мин.
Угловая скорость электродвигателя:
w_д=(π•n_дв)/30=(3,14•979)/30=102,5рад/с.
Угловая скорость барабана:
w_б=(2•V_дв)/D_б =(2•2)/0,400=10рад/с.
Частота вращения барабана:
n_б=(30•w_б)/π=(30•10)/3,14=95,5об/мин.
Общее передаточное число привода:
U_общ=n_дв/n_б =979/95,5=10,3м/с.
Согласно рекомендациям (стр. 43, Шейнблит), U_цеп=1,5, U_рем=1,5.
Определяется передаточное число редуктора:
U_ред=U_общ/(U_цеп•U_рем )=10,3/(1,5•1,5)=4,57.
Принимается передаточное число редуктора:
U_ред=4,5 (стр. 36, Чернилевский).
Проверка:
U_ред 〖•U〗_цеп•U_рем=1,5•1,5•4,5=10,125.
(〖U_общ-U〗_ред 〖•U〗_цеп•U_рем)/U_общ •100%=1,7%N_(〖НО〗_1 ), т.е. 400•〖10〗^6>150•〖10〗^6,
тогда коэффициент долговечности:
K_(〖НL〗_1 )=1.
2>N_2, т.е. 88,9•〖10〗^6>80•〖10〗^6,
K_(〖НL〗_2 )=1.
Допускаемое контактное напряжение 〖[σ]〗_НО, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_(〖НО〗_ ):
- для шестерни:
[σ]_(〖НО〗_1 )=23HRC=23•63=1449Мпа,
- для колеса:
[σ]_(〖НО〗_2 )=23HRC=23•50=1150Мпа.
Определяется допускаемое контактное напряжение:
- для шестерни:
[σ]_(Н_1 )=[σ]_(〖НО〗_1 )/S_(Н_1 ) •K_(〖НL〗_1 )=(1449•1)/1,2=1207,5 МПа.
- для колеса:
[σ]_(Н_2 )=[σ]_(〖НО〗_2 )/S_(Н_2 ) •K_(〖НL〗_2 )=(1150•1)/1,2=958,3 МПа,
Где S_(Н_1 )=S_(Н_2 )=1,2 – коэффициент безопасности (стр. 13, Чернилевский).
Среднее допускаемое напряжение для непрямых колес:
[σ]_(Н_ср )=0,45•([σ]_(Н_1 )+[σ]_(Н_2 ) )=0,45•(1207,5+958,3)=974,61МПа.
Определяется допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов напряжений:
- для шестерни:
[σ]_(〖FО〗_1 )=950 МПа (таблица 3.9, Чернилевский),
[σ]_(〖FО〗_2 )=750 МПа (таблица 8.9, Иванов).
Определяется допускаемое напряжение изгиба:
[σ]_(F_1 )=[σ]_(〖FО〗_1 )/S_(F_1 ) •K_(〖НL〗_1 )•K_(〖НС〗_1 )=(950•1•1)/1,75=542,86Мпа,
[σ]_(F_2 )=[σ]_(〖FО〗_2 )/S_(F_2 ) •K_(〖НL〗_2 )•K_(〖НС〗_2 )=(750•1•1)/1,75=428,57Мпа,
Где S_(F_1 )=S_(F_2 )=1,75 – коэффициент безопасности,
К_(〖FC〗_1 )=К_(〖FC〗_2 )=1,
К_(〖FL〗_1 )=К_(〖FL〗_2 )=1.
Определяется межосевое расстояние:
a_w=К_a•(U_ред+1)•∛((Т_3•К_Нβ)/(ψ_ba•〖U_ред〗^2•〖[σ]_(Н_ср )〗^2 )),
a_w=43•(4,5+1)•∛((1685,5•〖10〗^3•1,25)/(0,4•〖4,5〗^2•〖974,61〗^2 ))=153,49 мм
Где К_Нβ=1,25 (таблица 3.1, Чернавский),
К_a=43 - для косозубых передач,
ψ_ba=0,4.
Межосевое расстояние a_w принимается равным 160 мм (по ГОСТ 2185-66).
Определяется модуль зубьев:
m_n=(0,01…0,02)•a_w=(0,01…0,02)•160=(1,6…3,2)мм.
Модуль принимается из стандартного ряда ГОСТ 9563-80:
m_n=2.
Принимается произвольно угол наклона зубьев β=10о. Определяется число зубьев шестерни и колеса:
z_1=(2a_w•Cosβ)/((U_ред+1)•m_n )=(2•160•Cos10)/((4.5+1)•2)=28,65.
Принимается z_1=28, тогда
z_2=z_1•U_ред=28•4,5=126.
Уточняется значение угла наклона зубьев:
Cosβ=(〖(z〗_1+z_2)•m_n)/(2a_w )=((28+126)•2)/(2•160)=0.963,
Тогда β=〖15〗^о 〖74〗^´
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
- шестерни:
d_1=m_n/Cosβ•z_1=2/0.963•28=58.15 мм
- колеса:
d_2=m_n/Cosβ•z_2=2/0.963•126=261,68 мм
Проверка:
a_w=(d_1+d_2)/2=(58.15+261.68)/2=159.915 мм
Диаметры вершин зубьев:
- шестерни:
d_(a_1 )=d_1+2m_n=58.15+2•2=62.15 мм
- колеса:
d_(a_2 )=d_2+2m_n=261,68+2•2=265,68 мм
Диаметры впадин зубьев:
- шестерни:
d_(z_1 )=d_1-2〖•1.25m〗_n=58.15-2•1.25•2=53.15 мм
- колеса:
d_(z_2 )=d_2-2〖•1.25m〗_n=261,68-2•1.25•2=256,68 мм
Ширина колеса: b_2=ψ_ba•a_w=0.4•160=64 мм
Ширина шестерни: b_1=b_2+5 мм=64+5=69 мм. Принимается b_1=70 мм.
Определяется коэффициент шестерни по диаметру:
ψ_bd=b_1/d_1 =70/58.15=1.20
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
v=(w_2 d_1)/2=(68.3•58.15)/(2•〖10〗^3 )=1.98 м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности. (стр. 32, Чернавский).
Коэффициент нагрузки:
К_Н=К_(Н_β ) К_(Н_α ) К_(Н_v )
При ψ_bd=1.187, твердости НВ>350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_(Н_β )=1,36. (таблица 3.5, Чернавский).
По таблице 3.4 (Чернавский) при v=1.98 м/с и 8-ой степени точности К_(Н_α )=1,09. По таблице 3.6 (Чернавский) для косозубых колес при v ≤ 5 м/с К_(Н_v )=1,0.
Таким образом,
К_Н=1,36•1,09•1,0=1,482
Проверка контактных напряжений:
σ_Н=270/a_w •√((Т_3•К_Н (U_ред•+1)^3)/(b_2•〖U_ред〗^2 ))=270/160•√((1685,5•〖10〗^3•1,482•(4,5•+1)^3)/(64•〖4,5〗^2 ))==957 МПа350 〖σ^0〗_(Flim b)=950 МПа,
[S_F ]=[S_F ]´[S_F ]´´, [S_F ]´=1,55 (таблица 3.9, Чернавский), [S_F ]´´=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F ]=1,55.
Допускаемые напряжения:
- на шестерни:
[〖σ_F〗_1 ]=950/1,55=612,9 МПа,
[〖σ_F〗_2 ]=950/1,55=612,9 МПа.
Находятся отношения [σ_F ]/Y_F:
- для шестерни:
[〖σ_F〗_1 ]/〖Y_F〗_1 =612,9/3,88=157,96 МПа,
- для колеса:
[〖σ_F〗_2 ]/〖Y_F〗_2 =612,9/3,60=170,25 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяются коэффициенты Y_β и 〖K_F〗_α:
Y_β=1-β^о/140=1-(〖15〗^о 74´)/140=0,887
〖K_F〗_α=(4+(ε_α-1)(n-5))/(4ε_α )=(4+(1,5-1)(8-5))/(4•1,5)=0,92,
Где ε_α=1,5 - коэффициент торцевого перекрытия,
n – степень точности, n=8.
Проверяется прочность зуба шестерни по формуле:
〖σ_F〗_1=(F_t•K_F•Y_F•Y_β•〖K_F〗_α)/(b_1•m_n )≤[σ_F ]
〖σ_F〗_1=(12882•1,683•3,88•0,887•0,92)/(69•2)=497 МПа0, тогда 〖R_(a_3 )=S〗_3=6195.4 Н,
〖R_(a_1 )=S〗_3+F_a=6195.4+3630,67=9826.07 Н.
Рассматривается левый подшипник:
Отношение R_(a_1 )/F_(r_1 ) =9826,07/7052.4=1,4>e=0.42, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
P_(э_2 )=(XVF_(r_1 )+Y〖R_(a_1 ))K〗_б K_т=(0,4•1•7052,4+1,49•〖9826,07)•1〗_ =17462 Н,
Для конических подшипников при R_(a_1 )/F_(r_1 ) >e коэффициент X=0,4 и коэффициент Y=1,49
Расчетная долговечность, млн. об.:
L=(C/P_э )^(10/3)=((112•〖10〗^3)/(174,62•〖10〗^2 ))^(10/3)=641 млн.об.
L_h=(L•〖10〗^6)/(60•n)=(641•〖10〗^6)/(60•145)=73678 ч.
Найденная долговечность приемлема.
X. Второй этап компоновки редуктора
Целью второго этапа компоновки является конструирование и оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.
Оформляются конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.
Вычерчиваются подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры.
Вычерчиваются валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.
Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в толщине вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.
Вычерчиваются крышки подшипников с прокладками и болтами. Штриховыми линиями вычерчиваются наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносится контур верхнего фланца.
Конструктивно оформляется средняя опора и намечается расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.
XI. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. (табл. 8.9 (1), с. 169).
Материал шпонок – сталь 45 нормальзованная.
- Ведущий вал
где Т2=374,55 Н м – вращающий момент;
dK2=42 мм – диаметр вала;
h2=8мм – высота шпонки;
t2=5 мм – глубина паза;
l2=140 мм – длина шпонки;
b2=12 мм – ширина шпонки.
- Ведомый вал
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой больше нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
где Т3=1685,5 Н м – вращающий момент;
dK3=75 мм – диаметр вала;
h3=14мм – высота шпонки;
t3=9мм – глубина паза;
l3=100 мм – длина шпонки;
b1=22 мм – ширина шпонки.
XII. Уточненный расчет валов
Считается, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация. σ_в=905МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ_(-1)≈0,37•σ_в+(70..120)=0,37•905+(70..120)=389 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ_(-1)≈0,58•σ_(-1)=0,58•389=226 МПа
Сечение А-А:
Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_кнетто )
При диаметре dK2=42 мм ширина шпонки b2=12 мм, высота h2=8мм, глубина паза вала t2=5 мм.
W_кнетто=(π〖d_к2〗^3)/16-(b_2 t_2 〖(d_к2-t_2)〗^2)/(2d_к2 )=(3,14•〖42〗^3)/16-(12•5•〖(42-5)〗^2)/(2•42)=13562==13,5•〖10〗^3 〖мм〗^3
〖τ_(v=) τ〗_m=(374,55•〖10〗^3)/(2•13,5•〖10〗^3 )=13,9 МПа
Принимается k_τ=1,91, ε_τ=0,76, ψ_τ=0,1
s=s_τ=226/(1,91/0,76•13,9+0,1•13,9)=6,3>[s]=2,5
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этом сечении – dп1=50 мм.
Вращающий момент:
Т_2=374,55•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен 0.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_2=-F_рем•a=-4991,6•142=-708,8Нм=-708,8•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б:
М_(Б-Б)=√(〖(-708,8〖•10〗^3)〗^2+0^2 )=708,8〖•10〗^3 Нмм
Осевой момент сопротивления:
W=(π〖d_п1〗^3)/32=(3,14•〖50〗^3)/32=12266=12,3〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда нормальных напряжений:
σ_v=σ_max=М_2/W=(708.8〖•10〗^3)/(12,3〖•10〗^3 )=57.6 МПа, σ_m=0
Полярный момент:
W_р=2W=24,6〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_р )=(374,55〖•10〗^3)/(2•24,6〖•10〗^3 )=7,6 МПа
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (таблица 8.7, Чернавский).
k_σ/ε_σ =4.5
k_τ/ε_τ =0.6 k_σ/ε_σ +0.4=0.6•4.5+0.4=3.1
ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v )=389/(4.5•57.6)=1.5
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(2,5•7,6+0,1•7,6)=11,4
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(1,5•11,4)/√(〖1,5〗^2+〖11,4〗^2 )=1,5
Так как делительный диаметр шестерни превышает диаметр подшипника, то сечение В-В можно не рассчитывать. В нем коэффициент запаса прочности будет обеспечен.
Ведомый вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация. σ_в=905МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ_(-1)≈0,37•σ_в+(70..120)=0,37•905+(70..120)=389 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ_(-1)≈0,58•σ_(-1)=0,58•389=226 МПа
Сечение А-А:
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_кнетто )
Диаметр вала в этом сечении – dп2=80 мм.
Вращающий момент:
Т_3=1685,5•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен 0.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_3=-F_цеп•b=-8823•120=-1058760Нм=-1058,7•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сеченииА-А:
М_(А-А)=√(〖(-1058,7〖•10〗^3)〗^2+0^2 )=1058,7〖•10〗^3 Нмм
Осевой момент сопротивления:
W=(π〖d_п1〗^3)/32=(3,14•〖80〗^3)/32=50240=50,2〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда нормальных напряжений:
σ_v=σ_max=М_3/W=(1058,7〖•10〗^3)/(50,2〖•10〗^3 )=21 МПа, σ_m=0
Полярный момент:
W_р=2W=42〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_р )=(1685,5〖•10〗^3)/(2•42〖•10〗^3 )=20 МПа
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (таблица 8.7, Чернавский).
k_σ/ε_σ =6
k_τ/ε_τ =0.6k_σ/ε_σ +0.4=0.6•6+0.4=4
ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v )=389/(6•21)=3,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(4•20+0,1•20)=2,76
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(3,1•2,76)/√(〖3,1〗^2+〖2,76〗^2 )=2,06>[1,5]
Условие выполнено.
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этом сечении dк=85 мм.
Концентрация напряжений, обусловленная наличием шпоночной канавки:
k_σ=1,2,〖 k〗_τ=1,2 .
Масштабные факторы ε_σ=0,6, ε_τ=0,6.
Коэффициенты ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Вращающий момент на валу:
Т_3=1685,5•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
R_(x_C )•a=6441•55=354.25•〖10〗^3 Нмм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_2=R_(y_C )•a+F_a d_2/2=2872.2•55+3630.67• 261.68/2=633•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б:
М_(Б-Б)=√(〖(633〖•10〗^3)〗^2+〖354,25〗^2 )=725〖•10〗^3 Нмм
Момент сопротивления по кручению при dK3=85 мм ширина шпонки b3=22 мм, высота h3=14 мм, глубина паза вала t3=9 мм:
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_кнетто )
W_кнетто=(π〖d_к3〗^3)/16-(b_3 t_3 〖(d_к3-t_3)〗^2)/(2d_к3 )=(3,14•〖85〗^3)/16-(22•9•〖(85-9)〗^2)/(2•85)=113795==113,8•〖10〗^3 〖мм〗^3
〖τ_(v=) τ〗_m=(1685,5•〖10〗^3)/(2•113,8•〖10〗^3 )=7,4 МПа
Момент сопротивления по изгибу:
W_нетто=(π〖d_к3〗^3)/32-(b_3 t_3 〖(d_к3-t_3)〗^2)/(2d_к3 )=(3,14•〖85〗^3)/32-(22•9•〖(85-9)〗^2)/(2•85)=53533,6==53,5•〖10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_кнетто )=(1685,5•〖10〗^3)/(2•113,8•〖10〗^3 )=7,4
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
σ_v=М_(Б-Б)/W_нетто =(725〖•10〗^3)/(53,5•〖10〗^3 )=13.6 МПа; σ_m=0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v+ψ_σ•σ_m )=389/(1,2/0,6•13,6)=14,3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(2•7,4+0,1•7,4)=14,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(14,3•14,5)/√(〖14,3〗^2+〖14,5〗^2 )=10,2>[1,5]
Условие выполнено.
XIII. Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчивается в двух проекциях на листе формата А1 (594х841 мм) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.
XIV. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
Посадки назначаются в соответствии с указаниями, данными в табл. 10,13 (1), с. 263
Посадки зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6
Посадка шкива клиноременной передачи на вал редуктора Н7/h6
Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала к6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаются, пользуясь данными табл. 10,13.
XV. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
Объем масла в редукторе 25,6кВт•0,25 дм=6,6 дм3.
По табл. 10.8 (1), с. 253 устанавливаем вязкость масла. Вязкость масла приблизительно 60•10-6 м/с. Принимается по табл. 10.10 (1), с. 253 масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Подшипники смазываем разбрызгиванием масла.
XVI. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищается и покрывается маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов. Также необходима регулировка роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно, и , с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров.
Библиографический список
А. Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение ,1991 г.
С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 1988 г.
С. А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 1979 г.
Чернилевский Д. В., Березовский Ю. Н., и др. «Детали машин», М.: Машиностроение , 1983 г.
Задание на проектирование
Введение
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
II. Расчет передач
III. Предварительный расчет валов редуктора
IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
VI. Расчет клиноременной передачи
VII. Расчет параметров цепной передачи
VIII. Первый этап компоновки редуктора
IX. Проверка долговечности подшипников
X. Второй этап компоновки редуктора
XI. Проверка прочности шпоночных соединений
XII. Уточненный расчет валов
XIII. Вычерчивание редуктора
XIV. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
XV. Выбор сорта масла
XVI. Сборка редуктора
Библиографический список
Содержание
Введение
Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.
В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся по принципу действия и по конструкции.
Все эти устройства можно разделить на две основные группы:
транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.
транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.
Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:
приводная станция, от которой тяговый орган получает движение
тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них
рама или ферма транспортёра
поддерживающее устройство (катки, ролики)
натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа
Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.
Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.
В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.
Задание на проектирование
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (Рисунок 1).
электродвигатель, 2-ременная передача, 3-редуктор, 4-цепная передача, 5-барабан.
Рисунок 1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей
Срок службы – 5 лет, работа в 3 смены.
Полезная окружная сила, передаваемая лентой конвейера, – 11 кН,
Линейная скорость ленты – 2 м/с,
Ширина барабана – 200 мм,
Диаметр барабана – 400 мм.
Зубчатая пара: материал – сталь 12ХН3А, термическая обработка – на свое усмотрение.
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяется общий КПД двигателя:
, (1), с. 5
где
1 = 0,96 – коэффициент, учитывающий потери в ременной передаче;
2 = 0,99 – КПД, учитывающий потери подшипников качения;
3 =0,97 - КПД зубчатых колес,
4 = 0,95 – коэффициент, учитывающий потери в цепной передаче
Мощность на валу барабана:
, (1), с. 5
где Fд – окружная сила; Fд==11 кН;
Vд – скорость двигателя; Vд=2 м/с;
Требуемая мощность электродвигателя:
Принимается электродвигатель с мощностью 30 кВт с синхронной частотой вращения 1000 об/мин. Типоразмер 200L6. Процент скольжения – 2,1%.
Номинальная частота вращения электродвигателя:
n_дв=1000-21=979 об/мин.
Угловая скорость электродвигателя:
w_д=(π•n_дв)/30=(3,14•979)/30=102,5рад/с.
Угловая скорость барабана:
w_б=(2•V_дв)/D_б =(2•2)/0,400=10рад/с.
Частота вращения барабана:
n_б=(30•w_б)/π=(30•10)/3,14=95,5об/мин.
Общее передаточное число привода:
U_общ=n_дв/n_б =979/95,5=10,3м/с.
Согласно рекомендациям (стр. 43, Шейнблит), U_цеп=1,5, U_рем=1,5.
Определяется передаточное число редуктора:
U_ред=U_общ/(U_цеп•U_рем )=10,3/(1,5•1,5)=4,57.
Принимается передаточное число редуктора:
U_ред=4,5 (стр. 36, Чернилевский).
Проверка:
U_ред 〖•U〗_цеп•U_рем=1,5•1,5•4,5=10,125.
(〖U_общ-U〗_ред 〖•U〗_цеп•U_рем)/U_общ •100%=1,7%N_(〖НО〗_1 ), т.е. 400•〖10〗^6>150•〖10〗^6,
тогда коэффициент долговечности:
K_(〖НL〗_1 )=1.
2>N_2, т.е. 88,9•〖10〗^6>80•〖10〗^6,
K_(〖НL〗_2 )=1.
Допускаемое контактное напряжение 〖[σ]〗_НО, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_(〖НО〗_ ):
- для шестерни:
[σ]_(〖НО〗_1 )=23HRC=23•63=1449Мпа,
- для колеса:
[σ]_(〖НО〗_2 )=23HRC=23•50=1150Мпа.
Определяется допускаемое контактное напряжение:
- для шестерни:
[σ]_(Н_1 )=[σ]_(〖НО〗_1 )/S_(Н_1 ) •K_(〖НL〗_1 )=(1449•1)/1,2=1207,5 МПа.
- для колеса:
[σ]_(Н_2 )=[σ]_(〖НО〗_2 )/S_(Н_2 ) •K_(〖НL〗_2 )=(1150•1)/1,2=958,3 МПа,
Где S_(Н_1 )=S_(Н_2 )=1,2 – коэффициент безопасности (стр. 13, Чернилевский).
Среднее допускаемое напряжение для непрямых колес:
[σ]_(Н_ср )=0,45•([σ]_(Н_1 )+[σ]_(Н_2 ) )=0,45•(1207,5+958,3)=974,61МПа.
Определяется допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов напряжений:
- для шестерни:
[σ]_(〖FО〗_1 )=950 МПа (таблица 3.9, Чернилевский),
[σ]_(〖FО〗_2 )=750 МПа (таблица 8.9, Иванов).
Определяется допускаемое напряжение изгиба:
[σ]_(F_1 )=[σ]_(〖FО〗_1 )/S_(F_1 ) •K_(〖НL〗_1 )•K_(〖НС〗_1 )=(950•1•1)/1,75=542,86Мпа,
[σ]_(F_2 )=[σ]_(〖FО〗_2 )/S_(F_2 ) •K_(〖НL〗_2 )•K_(〖НС〗_2 )=(750•1•1)/1,75=428,57Мпа,
Где S_(F_1 )=S_(F_2 )=1,75 – коэффициент безопасности,
К_(〖FC〗_1 )=К_(〖FC〗_2 )=1,
К_(〖FL〗_1 )=К_(〖FL〗_2 )=1.
Определяется межосевое расстояние:
a_w=К_a•(U_ред+1)•∛((Т_3•К_Нβ)/(ψ_ba•〖U_ред〗^2•〖[σ]_(Н_ср )〗^2 )),
a_w=43•(4,5+1)•∛((1685,5•〖10〗^3•1,25)/(0,4•〖4,5〗^2•〖974,61〗^2 ))=153,49 мм
Где К_Нβ=1,25 (таблица 3.1, Чернавский),
К_a=43 - для косозубых передач,
ψ_ba=0,4.
Межосевое расстояние a_w принимается равным 160 мм (по ГОСТ 2185-66).
Определяется модуль зубьев:
m_n=(0,01…0,02)•a_w=(0,01…0,02)•160=(1,6…3,2)мм.
Модуль принимается из стандартного ряда ГОСТ 9563-80:
m_n=2.
Принимается произвольно угол наклона зубьев β=10о. Определяется число зубьев шестерни и колеса:
z_1=(2a_w•Cosβ)/((U_ред+1)•m_n )=(2•160•Cos10)/((4.5+1)•2)=28,65.
Принимается z_1=28, тогда
z_2=z_1•U_ред=28•4,5=126.
Уточняется значение угла наклона зубьев:
Cosβ=(〖(z〗_1+z_2)•m_n)/(2a_w )=((28+126)•2)/(2•160)=0.963,
Тогда β=〖15〗^о 〖74〗^´
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
- шестерни:
d_1=m_n/Cosβ•z_1=2/0.963•28=58.15 мм
- колеса:
d_2=m_n/Cosβ•z_2=2/0.963•126=261,68 мм
Проверка:
a_w=(d_1+d_2)/2=(58.15+261.68)/2=159.915 мм
Диаметры вершин зубьев:
- шестерни:
d_(a_1 )=d_1+2m_n=58.15+2•2=62.15 мм
- колеса:
d_(a_2 )=d_2+2m_n=261,68+2•2=265,68 мм
Диаметры впадин зубьев:
- шестерни:
d_(z_1 )=d_1-2〖•1.25m〗_n=58.15-2•1.25•2=53.15 мм
- колеса:
d_(z_2 )=d_2-2〖•1.25m〗_n=261,68-2•1.25•2=256,68 мм
Ширина колеса: b_2=ψ_ba•a_w=0.4•160=64 мм
Ширина шестерни: b_1=b_2+5 мм=64+5=69 мм. Принимается b_1=70 мм.
Определяется коэффициент шестерни по диаметру:
ψ_bd=b_1/d_1 =70/58.15=1.20
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
v=(w_2 d_1)/2=(68.3•58.15)/(2•〖10〗^3 )=1.98 м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности. (стр. 32, Чернавский).
Коэффициент нагрузки:
К_Н=К_(Н_β ) К_(Н_α ) К_(Н_v )
При ψ_bd=1.187, твердости НВ>350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_(Н_β )=1,36. (таблица 3.5, Чернавский).
По таблице 3.4 (Чернавский) при v=1.98 м/с и 8-ой степени точности К_(Н_α )=1,09. По таблице 3.6 (Чернавский) для косозубых колес при v ≤ 5 м/с К_(Н_v )=1,0.
Таким образом,
К_Н=1,36•1,09•1,0=1,482
Проверка контактных напряжений:
σ_Н=270/a_w •√((Т_3•К_Н (U_ред•+1)^3)/(b_2•〖U_ред〗^2 ))=270/160•√((1685,5•〖10〗^3•1,482•(4,5•+1)^3)/(64•〖4,5〗^2 ))==957 МПа350 〖σ^0〗_(Flim b)=950 МПа,
[S_F ]=[S_F ]´[S_F ]´´, [S_F ]´=1,55 (таблица 3.9, Чернавский), [S_F ]´´=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F ]=1,55.
Допускаемые напряжения:
- на шестерни:
[〖σ_F〗_1 ]=950/1,55=612,9 МПа,
[〖σ_F〗_2 ]=950/1,55=612,9 МПа.
Находятся отношения [σ_F ]/Y_F:
- для шестерни:
[〖σ_F〗_1 ]/〖Y_F〗_1 =612,9/3,88=157,96 МПа,
- для колеса:
[〖σ_F〗_2 ]/〖Y_F〗_2 =612,9/3,60=170,25 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяются коэффициенты Y_β и 〖K_F〗_α:
Y_β=1-β^о/140=1-(〖15〗^о 74´)/140=0,887
〖K_F〗_α=(4+(ε_α-1)(n-5))/(4ε_α )=(4+(1,5-1)(8-5))/(4•1,5)=0,92,
Где ε_α=1,5 - коэффициент торцевого перекрытия,
n – степень точности, n=8.
Проверяется прочность зуба шестерни по формуле:
〖σ_F〗_1=(F_t•K_F•Y_F•Y_β•〖K_F〗_α)/(b_1•m_n )≤[σ_F ]
〖σ_F〗_1=(12882•1,683•3,88•0,887•0,92)/(69•2)=497 МПа0, тогда 〖R_(a_3 )=S〗_3=6195.4 Н,
〖R_(a_1 )=S〗_3+F_a=6195.4+3630,67=9826.07 Н.
Рассматривается левый подшипник:
Отношение R_(a_1 )/F_(r_1 ) =9826,07/7052.4=1,4>e=0.42, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
P_(э_2 )=(XVF_(r_1 )+Y〖R_(a_1 ))K〗_б K_т=(0,4•1•7052,4+1,49•〖9826,07)•1〗_ =17462 Н,
Для конических подшипников при R_(a_1 )/F_(r_1 ) >e коэффициент X=0,4 и коэффициент Y=1,49
Расчетная долговечность, млн. об.:
L=(C/P_э )^(10/3)=((112•〖10〗^3)/(174,62•〖10〗^2 ))^(10/3)=641 млн.об.
L_h=(L•〖10〗^6)/(60•n)=(641•〖10〗^6)/(60•145)=73678 ч.
Найденная долговечность приемлема.
X. Второй этап компоновки редуктора
Целью второго этапа компоновки является конструирование и оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.
Оформляются конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.
Вычерчиваются подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры.
Вычерчиваются валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.
Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в толщине вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.
Вычерчиваются крышки подшипников с прокладками и болтами. Штриховыми линиями вычерчиваются наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносится контур верхнего фланца.
Конструктивно оформляется средняя опора и намечается расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.
XI. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. (табл. 8.9 (1), с. 169).
Материал шпонок – сталь 45 нормальзованная.
- Ведущий вал
где Т2=374,55 Н м – вращающий момент;
dK2=42 мм – диаметр вала;
h2=8мм – высота шпонки;
t2=5 мм – глубина паза;
l2=140 мм – длина шпонки;
b2=12 мм – ширина шпонки.
- Ведомый вал
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой больше нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
где Т3=1685,5 Н м – вращающий момент;
dK3=75 мм – диаметр вала;
h3=14мм – высота шпонки;
t3=9мм – глубина паза;
l3=100 мм – длина шпонки;
b1=22 мм – ширина шпонки.
XII. Уточненный расчет валов
Считается, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация. σ_в=905МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ_(-1)≈0,37•σ_в+(70..120)=0,37•905+(70..120)=389 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ_(-1)≈0,58•σ_(-1)=0,58•389=226 МПа
Сечение А-А:
Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_кнетто )
При диаметре dK2=42 мм ширина шпонки b2=12 мм, высота h2=8мм, глубина паза вала t2=5 мм.
W_кнетто=(π〖d_к2〗^3)/16-(b_2 t_2 〖(d_к2-t_2)〗^2)/(2d_к2 )=(3,14•〖42〗^3)/16-(12•5•〖(42-5)〗^2)/(2•42)=13562==13,5•〖10〗^3 〖мм〗^3
〖τ_(v=) τ〗_m=(374,55•〖10〗^3)/(2•13,5•〖10〗^3 )=13,9 МПа
Принимается k_τ=1,91, ε_τ=0,76, ψ_τ=0,1
s=s_τ=226/(1,91/0,76•13,9+0,1•13,9)=6,3>[s]=2,5
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этом сечении – dп1=50 мм.
Вращающий момент:
Т_2=374,55•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен 0.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_2=-F_рем•a=-4991,6•142=-708,8Нм=-708,8•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б:
М_(Б-Б)=√(〖(-708,8〖•10〗^3)〗^2+0^2 )=708,8〖•10〗^3 Нмм
Осевой момент сопротивления:
W=(π〖d_п1〗^3)/32=(3,14•〖50〗^3)/32=12266=12,3〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда нормальных напряжений:
σ_v=σ_max=М_2/W=(708.8〖•10〗^3)/(12,3〖•10〗^3 )=57.6 МПа, σ_m=0
Полярный момент:
W_р=2W=24,6〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_р )=(374,55〖•10〗^3)/(2•24,6〖•10〗^3 )=7,6 МПа
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (таблица 8.7, Чернавский).
k_σ/ε_σ =4.5
k_τ/ε_τ =0.6 k_σ/ε_σ +0.4=0.6•4.5+0.4=3.1
ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v )=389/(4.5•57.6)=1.5
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(2,5•7,6+0,1•7,6)=11,4
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(1,5•11,4)/√(〖1,5〗^2+〖11,4〗^2 )=1,5
Так как делительный диаметр шестерни превышает диаметр подшипника, то сечение В-В можно не рассчитывать. В нем коэффициент запаса прочности будет обеспечен.
Ведомый вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация. σ_в=905МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ_(-1)≈0,37•σ_в+(70..120)=0,37•905+(70..120)=389 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ_(-1)≈0,58•σ_(-1)=0,58•389=226 МПа
Сечение А-А:
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_2/(2•W_кнетто )
Диаметр вала в этом сечении – dп2=80 мм.
Вращающий момент:
Т_3=1685,5•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен 0.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_3=-F_цеп•b=-8823•120=-1058760Нм=-1058,7•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сеченииА-А:
М_(А-А)=√(〖(-1058,7〖•10〗^3)〗^2+0^2 )=1058,7〖•10〗^3 Нмм
Осевой момент сопротивления:
W=(π〖d_п1〗^3)/32=(3,14•〖80〗^3)/32=50240=50,2〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда нормальных напряжений:
σ_v=σ_max=М_3/W=(1058,7〖•10〗^3)/(50,2〖•10〗^3 )=21 МПа, σ_m=0
Полярный момент:
W_р=2W=42〖•10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_р )=(1685,5〖•10〗^3)/(2•42〖•10〗^3 )=20 МПа
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (таблица 8.7, Чернавский).
k_σ/ε_σ =6
k_τ/ε_τ =0.6k_σ/ε_σ +0.4=0.6•6+0.4=4
ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v )=389/(6•21)=3,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(4•20+0,1•20)=2,76
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(3,1•2,76)/√(〖3,1〗^2+〖2,76〗^2 )=2,06>[1,5]
Условие выполнено.
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этом сечении dк=85 мм.
Концентрация напряжений, обусловленная наличием шпоночной канавки:
k_σ=1,2,〖 k〗_τ=1,2 .
Масштабные факторы ε_σ=0,6, ε_τ=0,6.
Коэффициенты ψ_τ=0,1, ψ_σ=0,3.
Вращающий момент на валу:
Т_3=1685,5•〖10〗^3 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
R_(x_C )•a=6441•55=354.25•〖10〗^3 Нмм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
М_2=R_(y_C )•a+F_a d_2/2=2872.2•55+3630.67• 261.68/2=633•〖10〗^3 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б:
М_(Б-Б)=√(〖(633〖•10〗^3)〗^2+〖354,25〗^2 )=725〖•10〗^3 Нмм
Момент сопротивления по кручению при dK3=85 мм ширина шпонки b3=22 мм, высота h3=14 мм, глубина паза вала t3=9 мм:
Коэффициент запаса прочности:
s=s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m ),
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_кнетто )
W_кнетто=(π〖d_к3〗^3)/16-(b_3 t_3 〖(d_к3-t_3)〗^2)/(2d_к3 )=(3,14•〖85〗^3)/16-(22•9•〖(85-9)〗^2)/(2•85)=113795==113,8•〖10〗^3 〖мм〗^3
〖τ_(v=) τ〗_m=(1685,5•〖10〗^3)/(2•113,8•〖10〗^3 )=7,4 МПа
Момент сопротивления по изгибу:
W_нетто=(π〖d_к3〗^3)/32-(b_3 t_3 〖(d_к3-t_3)〗^2)/(2d_к3 )=(3,14•〖85〗^3)/32-(22•9•〖(85-9)〗^2)/(2•85)=53533,6==53,5•〖10〗^3 〖мм〗^3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
〖τ_(v=) τ〗_m=τ_max/2=T_3/(2•W_кнетто )=(1685,5•〖10〗^3)/(2•113,8•〖10〗^3 )=7,4
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
σ_v=М_(Б-Б)/W_нетто =(725〖•10〗^3)/(53,5•〖10〗^3 )=13.6 МПа; σ_m=0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s_σ=σ_(-1)/(k_σ/ε_σ •σ_v+ψ_σ•σ_m )=389/(1,2/0,6•13,6)=14,3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
s_τ=τ_(-1)/(k_τ/ε_τ •τ_v+ψ_τ•τ_m )=226/(2•7,4+0,1•7,4)=14,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
s=(s_σ•s_τ)/√(〖s_σ〗^2+〖s_τ〗^2 )=(14,3•14,5)/√(〖14,3〗^2+〖14,5〗^2 )=10,2>[1,5]
Условие выполнено.
XIII. Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчивается в двух проекциях на листе формата А1 (594х841 мм) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.
XIV. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
Посадки назначаются в соответствии с указаниями, данными в табл. 10,13 (1), с. 263
Посадки зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6
Посадка шкива клиноременной передачи на вал редуктора Н7/h6
Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала к6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаются, пользуясь данными табл. 10,13.
XV. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
Объем масла в редукторе 25,6кВт•0,25 дм=6,6 дм3.
По табл. 10.8 (1), с. 253 устанавливаем вязкость масла. Вязкость масла приблизительно 60•10-6 м/с. Принимается по табл. 10.10 (1), с. 253 масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Подшипники смазываем разбрызгиванием масла.
XVI. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищается и покрывается маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов. Также необходима регулировка роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно, и , с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров.
Библиографический список
А. Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение ,1991 г.
С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 1988 г.
С. А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 1979 г.
Чернилевский Д. В., Березовский Ю. Н., и др. «Детали машин», М.: Машиностроение , 1983 г.