Проектирование привода к ленточному конвейеру

Чертеж1.dwg

Сталь 45 ГОСТ4543-71
Колесо цилиндрическое
Курсовой проект по «Деталям машин»
МУВП 250-42-.1-42-.1
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1758-81
* Размеры для справок
Радиус скруглений 2 мм
Неуказанные уклоны 3°
Неуказанные предельные отклонения размеров
**Размеры обеспеч. инстр.
Номинальный крутящий момент Тном=250 Н м
Радиальное смещение валов Δr=0
Угловое смещение валов Δу=1°
Техническая характеристика
Редуктор цилиндрический
Привод конвейера Общий вид
Передаточное число привода u =12
Приводная мощность барабана конвейера Р=6
Частота вращения вала приводного барабана n=76 мин
Редуктор косозубый (сборочный чертеж)

курсовой ДТ (Автосохраненный).doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РФ
ОРЛОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ФАКУЛЬТЕТ АГРОТЕХНИКИ И ЭНЕРГООБЕСПЕЧЕНИЯ
Кафедра “Инженерной графики и механики”
по дисциплине “Детали машин”
на тему: “Проектирование привода к ленточному конвейеру”
на курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
студента группы Т-373(6)с Алексанова Александра
Тема проекта: спроектировать привод к ленточному конвейеру по заданной схеме и графику нагрузки.
Исходные данные: окружное усилие на барабане конвейера Ft = 40 кН;
окружная скорость барабана V = 12 мс;
диаметр барабана Дб = 300 мм.
Руководитель проекта доцентКопин М.А.
СтудентАлексанов А.И.
Выбор электродвигателя кинематический и силовой расчет привода 6
Расчет зубчатых колес редуктора .8
Предварительный расчет валов редуктора 13
Конструктивные размеры шестерни и колеса 15
Конструктивные размеры корпуса редуктора ..16
Расчет цепной передачи ..17
Первый этап компоновки редуктора .. 21
Проверка долговечности подшипника 24
Второй этап компоновки редуктора 29
Проверка прочности шпоночных соединений .31
Уточненный расчет валов 32
Посадки зубчатого колеса звездочки и подшипников . .40
Выбор сорта масла 41
Сборка редуктора . .42
Список литературы . 44
Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и соответствующего увеличения вращающего момента. В корпусе редуктора размещены одна или несколько передач зацеплением с постоянным передаточным отношением.
Одноступенчатые цилиндрические зубчатые редукторы применяют при передаточных числах не превышающих 63.
Редуктор общемашиностроительного применения — редуктор выполненный в виде самостоятельного агрегата предназначенный для привода различных машин и механизмов и удовлетворяющий комплексу технических требований общему для большинства случаев применения без учета каких-либо специфических требований характерных для отдельных областей применения.
Редукторы общемашиностроительного применения несмотря на конструктивные различия близки по основным технико-экономическим характеристикам: невысокие окружные скорости средние требования к надежности точности и металлоемкости при повышенных требованиях по трудоемкости изготовления и себестоимости.
В соответствии с ГОСТ 29076-91 редукторы общемашиностроительного применения классифицируют в зависимости от:
вида применяемых передач числа ступеней и взаимного расположения осей входного и выходного валов (параллельное соосное пересекающееся скрещивающееся);
взаимного расположения геометрических осей входного и выходного валов в пространстве(горизонтальное и вертикальное);
способа крепления редуктора (на приставных лапах или на плите фланец со стороны входноговыходного вала насадкой);
расположения оси выходного вала относительно плоскости основания и оси входного вала (боковое нижнее верхнее) и числа входных и выходных концов валов.
Цифровое условное обозначение по ГОСТ 2037-94 варианта сборки редуктора характеризует взаимное расположение выходных концов валов их количество и должно входить в условное обозначение изделия.
Общие технические условия для редукторов общемашиностроительных применения регламентированы - ГОСТ Р 50891-96.
Важнейший характеристический размер в основном определяющий нагрузочную способность габариты и массу редуктора называют главным параметром редуктора. Главный параметр цилиндрических редукторов - межосевое расстояние aw тихоходной ступени.
Реальный диапазон передаточных отношений (чисел) редукторов - от 1 до 1000. Значения передаточных отношений должны соответствовать ряду i?20 предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84).
Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент Том представляющий собой допустимый вращающий момент на его тихоходном (ведомом) валу при постоянной нагрузке.
Критерием технического уровня редуктора служит относительная масса γ = mТ где m - масса редуктора кг; Т- вращающий момент Нм.
Тип редуктора параметры и конструкцию определяют в зависимости от его места в силовой цепи машины передаваемой мощности частоты вращения назначения машины и условий ее эксплуатации.
При проектировании назначенного типа редуктора за исходные принимают следующие данные: передаточное отношение вращающий момент на тихоходном валу частоту вращения быстроходного вала режим нагружения необходимую долговечность технологические возможности завода- изготовителя (имеющиеся материалы типы заготовок виды проводимых термической и термохимической обработок; способы механической обработки особенно финишных операций).
Цель расчета - найти определяющие параметры передач и главный параметр редуктора.
Выбор электродвигателя кинематический и силовой расчет привода.
1 По таблице 1.1 [2] принимаем КПД зубчатой пары.
=092-КПД цепной передачи;
=099-КПД одной пары подшипника;
2 Определим мощность на валу барабана
3 Определим требуемую мощность электродвигателя.
4 Определим угловую скорость барабана.
5 Определим частоту вращения барабана.
6 Выбираем электродвигатель по таблице П1 [2]
По требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А с синхронной скоростью
Тип двигателя 4А132М6У3 у которого скольжение 32% тогда номинальная частота вращения будет:
7 Определим передаточное отношение передач.
8 Проверяем общее передаточное отношение .
9 Вычислим частоту вращения и угловую скорость на втором валу.
10Определим вращающие моменты на валах привода
11 Определим мощность на валах привода.
11Полученные результаты расчетов основных параметров заносим в таблицу.
Расчет зубчатых колес редуктора.
Т.к. в задании нет особых особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками
(см. гл.3 табл.3.3 [1])
* Для шестерни – сталь 45 термическая обработка – улучшение твердость НВ 230;
* Для колеса – сталь 45 термическая обработка – улучшение но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
2. Определим допускаемые контактные напряжения
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По таблице 3.2 гл. 3 [1]: Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев НВ350 будет равен 2НВ+70.
- коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора принимаем =1; коэффициент безопасности =11.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 3 [1]:
Тогда расчетное контактное напряжение
Вращающий момент на валу шестерни (определен ранее).
Вращающий момент на валу колеса (определен ранее).
3. Расчет межосевого расстояния.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. 3 [1]
Где а передаточное число нашего редуктора
- коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колес редуктора. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1] как в случае несимметричного расположения колес =125.
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандартному ряду ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 160мм. (См. С 36)[1].
4. Вычисляем число зубьев шестерни и колеса.
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. Формулу 3.16 [1]):
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Принимаем по стандартному ряду ГОСТ 9563-60 (См. С 36)[2].
5. Уточняем значения угла наклона зубьев.
6. Определим основные размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры: мм;
Диаметры вершин зубьев: мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру.
7. Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81; (см.с32) [1]
8. Коэффициент нагрузки.
Значения даны в табл. 3.5 [1]; при =13 твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба
ведомого вала от натяжения цепной передачи =1165.
По табл. 3.4 гл 3 [1] при мс и 8-й степени точности =108.
По табл. 3.6 [1] для косозубых колес при мс имеем . Таким образом
Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]:
9. Силы действующие в зацеплении (формулы (8.3) и (8.4) гл. 4 [1]).
10. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
По формуле (3.25) [1]:
Здесь коэффициент нагрузки (см. с. 42 [1]). По табл. 3.7 [1] при bd = 13 твердости НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8 [1] . Таким образом коэффициент KF = 133*13 = 173; YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. гл. III пояснения к формуле (3.25) [1]):
11. Допускаемое напряжение.
Определяем по формуле (3.24) [1]:
По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350
- коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24) [1])
Где =175 (по табл. 3.9 [1]) =1 (для поковок и штамповок). Следовательно
Допускаемые напряжения:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса для которого найденное отношение меньше.
12. Определяем коэффициенты и
(см. гл. 3 пояснения к формуле (3.25) [1]):
Для среднего значения коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности .
13. Прочность зуба колеса.
Проверяем по формуле (3.25) [1]
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении =20МПа (по формуле (8.16) гл. 8 [1])
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают =. Некоторые муфты например УВП (см. гл. 9 [1]) могут соединять валы
разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя (см. табл. П2 [1]) диаметр вала может быть 388 мм. Примем = 38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточками полумуфт под = 38 мм и = 25 мм. Примем под подшипниками = 35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом. Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора а между ними имеется ременная или цепная передача.
Рисунок 2. Конструкция ведущего вала.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем =20МПа.
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (см. гл 8 пояснения к формуле (8.16) [1]): мм. Диаметр вала под подшипники принимаем мм под зубчатым колесом мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Рисунок 3. Конструкция ведомого вала.
Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:
Колесо кованое (см. табл. 10.1[1]):
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
1. Толщина стенок корпуса и крышки.
2. Толщина фланцев поясков корпуса и крышки.
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки
Нижнего пояса корпуса
Принимаем болты с резьбой М18.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников.
Принимаем болты с резьбой М14.
Соединяющих крышку с корпусом.
Принимаем болты с резьбой М11.
Расчет цепной передачи.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см. гл. 7 табл. 7.15[1]).
2. Вращающий момент на ведущей звездочке
3. Передаточное число.
Ведущей звездочки (см. с. 148 [1]).
5. Расчетный коэффициент нагрузки.
(см. гл. 7 формулу (7.38) и пояснения к ней [1]).
Где: - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); - учитывает влияние межосевого расстояния [ при ]; - учитывает влияние угла наклона линии центров ( если этот угол не превышает ; в данном примере ) ; учитывает способ регулирования натяжения цепи; при периодическом регулировании натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе .
6. Определение шага цепи.
Для определения шага цепи (по формуле (7.38) гл. 7 [1]) надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 [1] допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t .
Поэтому для расчета (по формуле (7.38) гл. 7 [1]) величиной [р] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
Среднее значение допускаемого давления при
Шаг однорядной цепи (m=1)
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР- 254-60 по ГОСТ 13568-75 имеющую мм; разрушающую нагрузку кН; массу q=38 кгм;
9. Давление в шарнире.
Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39) [1]
Уточняем (по табл. 7.18 [1]) допускаемое давление
Условие выполнено. В этой формуле 23 МПа – табличное значение допускаемого давления (по табл. 7.18 [1]) при обмин и мм
10. Определение числа звеньев цепи.
Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36) [1]
Округляем до четного числа
11. Уточнение межосевого расстояния цепной передачи.
Межосевое расстояние цепной передачи уточняем по формуле (7.37) [1]
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04 % т.е. на 1265*0004=5 мм.
12. Определение диаметров делительных окружностей звездочек.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу (7.34) [1]).
13. Определение диаметров наружных окружностей звездочек.
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу (7.35) [1]).
Где =1588 диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15. [1]).
14. Силы действующие на цепь.
Окружная Н определена выше;
от центробежных сил Н
где q=38 кгм (по табл.7.15.[1])
где при угле наклона передачи .
15. Расчетная нагрузка на валы.
16. Коэффициент запаса прочности цепи.
Коэффициент запаса прочности цепи проверяем по формуле (7.40) [1]
Это больше чем нормативный коэффициент запаса (cм. Табл. 7.19[1]);
следовательно условие выполнено.
17. Размеры ведущей звездочки.
Ступица звездочки мм; мм
Толщина диска звездочки мм;
где - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).
Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
Первый этап компоновки редуктора.
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1 чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aw = 160 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а)принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 12; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;
в)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников = 35 мм и dn2 = 55 мм.
По таблице П3 имеем:
обозначение подшипника
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Подшипники смазываются маслом которое находится в самом редукторе. Смазывание осуществляется путем разбрызгивания масла зубчатым колесом при его вращении.
Измерением находим расстояния на ведущем валу = 71 мм и на ведомом = 71 мм.
Принимаем окончательно ==71 мм
Рисунок 4. Предварительная компоновка редуктора.
Глубина гнезда подшипника ; для подшипника 311 мм; мм; принимаем мм.
Толщину фланца крышки подшипника принимают равной диаметру отверстия; в этом фланце =14 мм . Высоту головки болта примем мм . Устанавливаем зазор между головкой и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм: Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t.
Таким образом l=t+5=254+5=304 мм. Измерением устанавливаем расстояние мм определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Применяем окончательно мм.
Проверка долговечности подшипника.
Из предыдущих расчетов имеем Н Н Н; из первого этапа компоновки мм.
1.2. Суммарные реакции.
1.3. Подбор подшипников.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 307 (см. приложение табл. П3 [1]): мм мм мм кН; кН.
1.4. Эквивалентная нагрузка.
По формуле (9.3)[1]
В которой радиальная нагрузка Н; осевая нагрузка Н;
V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (см. табл. 9.19 [1]); (см. табл. 9.20. [1]).
Отношение ; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует е=022.
Отношение >е; X=056 и Y=199
1.5. Расчетная долговечность.
Расчетная долговечность млн. об (формула 9.1. [1]).
Расчетная долговечность ч.
Что больше установленных ГОСТ 16162-85 (см. стр. 307 [1]).
Рисунок 5. Расчетная схема ведущего вала.
Несет такие же нагрузки как и ведущий:
Нагрузка на вал от цепной передачи Н.
Составляющие этой нагрузки
Из первого этапа компоновки мм и мм.
2.2.Суммарные реакции.
2.3. Подбор подшипников.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 (см. приложение табл. П3 [1]): мм мм мм кН; кН.
Отношение ; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует е=019.
Отношение е; X=1 и Y=0
Принимаем =12 учитывая что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.
Здесь n=194 обмин – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора) но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 307 имеют ресурс ч а подшипники ведомого вала 311 имеют ресурс ч.
Второй этап компоновки редуктора.
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса валы корпус подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее (см. пункт 4). Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а)наносим осевые линии удаленные от середины редуктора на расстояние . Используя эти осевые линии вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника а для второй половины нанести габариты);
б)вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
в)переход вала d=35 к присоединительному концу d=28 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала d=28 мм определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от d=58 мм к d=55 мм смещаем на 2 - 3 мм внутрь распорной втулки;
б) отложив от середины редуктора расстояние проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем крышки подшипников с прокладками и болтами;
г) откладываем расстояние и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
Переход от d=55 мм к d=48 мм смещаем на 2 - 3 мм внутрь подшипника с тем чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;
д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 - 3 мм для натяга.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
Проверка прочности шпоночных соединений.
1. Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8.9 [1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100 120 МПа при чугунной = 50.. .70 МПа.
d = 25 мм; мм; мм; длина шпонки 1 = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм см. табл. 11.5 [1]); момент на ведущем валу
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ20).
Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 40 мм; мм; мм; длина шпонки 1 = 80 мм (при длине ступицы 85 мм); момент Н мм;
(обычно звездочки изготавливают из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено.
Уточненный расчет валов.
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал: вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45 термическая обработка - улучшение.
По табл. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае мм) среднее значение = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла.
При мм; мм; мм по табл. 8.5
Принимаем (см. табл. 8.5 [1]) (см. табл. 8.8 [1]) и (см. с. 166 [1]).
ГОСТ 16162-78 указывает на то чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть .
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты мм (муфта МУВП для валов диаметром d=25 мм) получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки.
Коэффициент запаса – прочности по нормальным напряжениям
Здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. в расчете
Результирующий коэффициент запаса прочности
получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том что консольные участки валов рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том что фактическое расхождение будет еще меньше так как посадочная часть вала обычно бывает короче чем длина полумуфты что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности (1114 или 93) объясняется тем что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой е валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.
Материал вала - сталь 45 нормализованная; МПа (см. табл. 3.3 [1]).
Пределы выносливости
Диаметр вала в этом сечении 60мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см: табл. 8.5 [1]): и ; масштабные факторы ; (см. табл. 8.8 [1]); коэффициенты и (см. с. 163 и 166 [1]).
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении А – А.
Момент сопротивления кручению ().
Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5 [1]).
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А.
2.2. Сечение К – К.
Концентрация натяжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [1]);
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К.
2.3. Сечение Л – Л.
Концентрация напряжений обусловлена переходом от d=55 мм к d=48 мм:
Коэффициенты концентрации напряжений и (см. табл. 8.2 [1]). Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и .
Внутренние силовые факторы те же что и для сечения К - К.
Осевой момент сопротивления сечения.
Амплитуда нормальных напряжений.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.
Коэффициенты запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 [1]): и ; и .
Изгибающий момент (положим ).
Момент сопротивления сечения нетто при b=16мм и
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления кручению сечения нетто
3. Результаты проверки.
Сведем результаты проверки в таблицу:
Коэффициент запаса S
Посадки зубчатого колеса звездочки и подшипников.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл. 10.13 [1].
1. Посадка зубчатого колеса на вал.
2. Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора.
3. Шейки валов под подшипники.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными табл. 10.13 [1].
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 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных
напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Подшипники смазываются маслом указанным выше. Смазывание осуществляется путем разбрызгивания масла зубчатым колесом при его вращении.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 18 затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкладывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Леликов О.П. «Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин»— М.: Машиностроение 2002г.
Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» Учебное пособие — М.: Машиностроение 1988г.
А.И. Кривошеев «Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин» — Орел 2003г.
Чернилевский Д. В. «Детали машин Проектирование приводов технологического оборудования» — М.: Машиностроение 2002г.
Копин М.А Молчанов В.И «Расчет и проектирование ременных и цепных передач» Орел2004г.