Привод ленточного конвейера зерносклада с одноступенчатым червячным редуктором

Чертеж редуктора тех док.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U=38
Наибольший вращающий момент
на выходном валу T=2427 Нм
Частота вращения быстроходного вала n=1465
Технические требования
Плоскость разъёма покрыть герметиком
при окончательной сборке;
Необработанные поверхности красить
внутри редуктора маслостойкой краской
снаружи серой нитроэмалью.
Редуктор залить маслом И-Т-С-320 по ТУ 101413-78
ДМ ОК 11.17.07.00.01.00

Титульник.docx

Министерство сельского хозяйства РФ
Ульяновская государственная сельскохозяйственная академия
Кафедра: «Техническая механика»
по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»
Проектирование привода к ленточному конвейеру для зерносклада
группы инженерного факультета

Спецификация лист1.cdw

ДМ ОК 11.17.07.00.00
ДМ ОК 11.17.07.00.01.00СБ
Крышка прижимная глухая
Крышка прижимная проходная
ДМ ОК 11.17.07.00.01.01
ДМ ОК 11.17.07.00.01.02
ДМ ОК 11.17.07.00.01.03
ДМ ОК 11.17.07.00.01.04
ДМ ОК 11.17.07.00.01.05
ДМ ОК 11.17.07.00.01.06
ДМ ОК 11.17.07.00.01.07
ДМ ОК 11.17.07.00.01.08
ДМ ОК 11.17.07.00.01.09
ДМ ОК 11.17.07.00.01.10
ДМ ОК 11.17.07.00.01.11
ДМ ОК 11.17.07.00.01.12
ДМ ОК 11.17.07.00.01.13
ДМ ОК 11.17.07.00.01.14
ДМ ОК 11.17.07.00.01.15
ДМ ОК 11.17.07.00.01.16

КС тв.cdw

КС бв схема.cdw

Чертеж корпус тех док.cdw

ДМ ОК 11.17.07.00.01.11
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t
- очень грубого класса точности.
Перекос отверстий АБ и ВГ - до 0

Чертеж вал тихоходный тех док.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
ДМ ОК 11.17.07.00.01.02
Размер обеспечивается инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t

Чертеж червячного колеса тех док.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Степень точности ГОСТ 3675-81
Межосевое расстояние
Делит. диаметр червячн. колеса
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка
Обозначение чертежа сопряженного червяка
ДМ ОК 11.17.07.00.01.10
Неуказанные радиусы 8мм max.
Уклоны формовочные 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:

КП ДМиОК.docx

Выбор электродвигателя
Определение общего передаточного отношения
Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
Выбор материала по заданной термообработке и определение допускаемых напряжений
Проектный расчет червячной передачи
Предварительный расчет всех валов червячного редуктора
Расчет цепной передачи
Расчет муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП)
Тепловой расчет и выбор смазки червячного редуктора
Расчет зазоров между деталями и толщин фланца и стенки корпуса
Расчет быстроходного вала (проверочный и полный)
Расчет тихоходного вала (проверочный и полный)
Расчет корпуса и крышки редуктора
«Детали машин» являются первым из расчетно–конструкторских курсов в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Любая машина (механизм) которую изготавливают без сборочных операций.
Среди большого разнообразия деталей и узлов машин выделяют такие которые применяют почти во всех машинах. Эти детали называют детали общего назначения и изучают в курсе «Детали машин».
Все другие детали относятся к деталям общего назначения и применяются в машинах и в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому любое усовершенствование методов расчета конструкции этих деталей позволяющие уменьшить затраты материала т.е. уменьшить затраты на стоимость производства повысить долговечность приносит большой экономический эффект.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определит уровень развития машиностроения.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Определяю общий КПД привода.
(КПД передач см. [3] стр. 6 таблица 1.1)
Определяю потребную мощность электродвигателя.
Принимаю для дальнейших расчетов электродвигатели мощностью 15 кВт с параметрами (см. [3] стр. 8 табл. 1.2):
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ
Нахожу частоту вращения выходного конца тихоходного вала
Нахожу общее передаточное отношение
Предварительно принимаю
Наиболее рациональным является передаточное отношение Uред=3815 (см. [3] стр. 11 табл. 2.1). Значит для дальнейших расчетов беру электродвигатель 4А160S4 с числом оборотов 1465 мин-1.
Определяю величину допускаемых отклонений
Окончательно принимаю Uред=38
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ
Определяю величину крутящих моментов на каждом валу
Полученные данные записываю в таблицу 2.
U (передаточное отношение)
ВЫБОР МАТЕРИАЛА ПО ЗАДАННОЙ ТЕРМООБРАБОТКЕ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.
1 Выбираю материал для червяка и венца червячного колеса по заданной термообработке (см. [3] стр. 14 16 табл. 4.1 и 4.3).
Червяк Венец червячного колеса
Термообработка — Ц Способ отливки - М
Сталь 18ХГТБр.ОФ 10-1
D=200мм; S=125ммв=250 МПа; т=200 МПа
НВ=300 400; Е=075105 МПа
в=1000 МПа; т=800 МПа
Для венца червячного колеса сначала определяю скорость скольжения
где n2=1465 мин-1 – частота вращения вала-червяка
Т3=2427 Нм – крутящий момент на валу червячного колеса
Так как при дальнейшем проверочном расчете получается то принимаю материал Бр.ОФ 10-1 для которого предельная скорость скольжения равна 25 мс.
2. Определяю срок службы привода в часах.
Определяю ресурс червячной передачи
3. Определяю суммарное число циклов перемены напряжений в зубьях колеса.
4 Определяю коэффициенты приведения.
где m=8 (см. [3] стр. 18 табл. 5.1); =1; t1=075; t2=025; T1=T; T2=075T
где m=9 (см. [3] стр. 18 табл. 5.1)
5. Определяю эквивалентное число циклов перемены напряжений в зубьях червячного колеса.
6. Определяю допускаемое напряжение для расчетов на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.
Группа материалов I:
cv=068 (см. [3] стр. 23 табл. 5.3)
МПа (см. [3] стр. 23 табл. 5.4)
7. Определяю допускаемое напряжение для расчета зубьев на изгибную выносливость(независимо от материала зубчатого венца).
Где (см. [3] стр. 23 табл. 5.4)
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Передаточное число червячной передачи Uчп=38
Значение числа заходов червяка z1 принимаю по рекомендации (см. [3] стр. 44 табл. 8.1):
Определяю число зубьев червячного колеса
Определяю допускаемые напряжения и приведенный модуль упругости.
Для стального червяка:
Для зубчатого венца червячного колеса:
Принимаю предварительное значение коэффициента диаметра червяка q: q=10 (см. [3] стр. 45 табл. 8.2).
1. Определяю расчетом межосевое расстояние по формуле:
Где Т3 =2427 Нм – крутящий момент тихоходного вала червячного редуктора
Ближайшее большее значение (см. [3] стр. 45)
2. Определяю модуль червячного зацепления:
Округляю до ближайшего стандартного значения m=125 (см. [3] стр. 46 табл. 8.3)
3 Определяю диаметр делительных окружностей
Окончательно принимаю
4 Определяю угол подъёма витков червяка
5 Определяю окружную скорость на червяке
Так как изначально посчитанная незначительно больше проверенной то оставляем принятый материал венца червячного колеса.
6. Уточняю КПД передачи по формуле
(см. [3] стр. 47 табл. 84)
7. Проверяю прочность по контактным напряжениям
- коэффициент расчетной нагрузки
- коэффициент динамической нагрузки при . Принимаю
- коэффициент концентрации нагрузки при постоянной внешней нагрузке.
Определяю отклонение
Отклонение допустимо.
8. Определяю геометрические параметры:
- диаметр вершин витков червяка
- диаметр впадин витков червяка
- длина нарезанной части червяка
- диаметр впадин зубьев колеса
- диаметр вершин зубьев колеса
- диаметр колеса наибольший
- ширина зубчатого венца
9. Определяю силы действующие на валы червячной передачи.
- окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке
- окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе
- радиальная сила раздвигающая червяк и колесо
10. Проверяю прочность зубьев червячного колеса на изгиб по формуле
Где (см. здесь п. 6.7)
- коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса zv (см. [3] стр. 50 табл. 8.5)
11. Проверяю передачу на кратковременную пиковую нагрузку по зависимостям
; (см. здесь п. 4.6 п. 4.7)
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВСЕХ ВАЛОВ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
1. Предварительный расчет тихоходного вала
1.1. Определяю диаметр выходного конца вала
где - для тихоходных валов.
Принимаю ближайшее большее значение диаметра из стандартного ряда Ra20: d1=80мм.
1.1.1. По справочнику выбираю шпонку по d1=80мм
b t1=90мм; t2=54мм (см. [8] стр. 302 табл. 11.7)
1.1.2. Определяю рабочую длину шпонки
Где []см=120МПа – для стальных ступиц
1.1.3. Определяю полную длину шпонки
Принимаю ближайшее большее стандартное значение длины шпонки:
1.1.4. Определяю длину ступицы
1.1.5. Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу
1.2. Определяю диаметр упорного бурта для ступицы
Где f=25мм (см. [2] стр. 9)
1.3. Определяю диаметр посадочного участка под подшипник
где t’=5мм (см. [2] стр. 9)
Принимаю ближайшее большее значение кратное 5: d2=95мм.
Принимаю подшипник 7319 со следующими параметрами: d=95мм; D=200мм; В=45мм; С=38мм;Т=495мм; r1=4мм; r2=3мм (см. [1] стр. 410 приложение 25).
1.4. Определяю диаметр посадочного участка под ступицу червячного колеса
1.4.1. Для участка d3 принимаю шпонку как и для участка d1
1.4.2. Определяю рабочую длину шпонки
1.4.3. Определяю полную длину шпонки
1.4.4. Определяю длину ступицы
1.4.5. Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу
Шпонки принимаются с теми же параметрами из перечня номенклатуры детали.
1.5. Определяю диаметр упорного бурта ступицы червячного колеса
Где f=3мм (см. [2] стр. 9)
2. Предварительный расчет быстроходного вала
2.1. Определяю диаметр выходного конца вала
где - червяк и вал изготовлены заодно.
Уточняю диаметр выходного конца вала редуктора по выходному концу вала электродвигателя
Округляю до ближайшего большего стандартного значения: d1уточн=40мм
2.1.1. Выбираю шпонку по d1=40мм
b t1=50мм; t2=33мм (см. [8] стр. 302 табл. 11.7)
2.1.2. Определяю рабочую длину шпонки
2.1.3. Определяю полную длину шпонки
2.1.4. Определяю длину ступицы
2.1.5. Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу
Условие не выполняется. Поэтому принимаю
2.1.6. Уточняю полную длину шпонки
2.1.7. Уточняю рабочую длину шпонки
Где f=16мм (см. [2] стр. 9)
где t’=3мм (см. [2] стр. 9)
Принимаю ближайшее большее значение кратное 5: d2=50мм.
Принимаю подшипник 7310 со следующими параметрами: d=50мм; D=110мм; В=29мм; С=23мм;Т=295мм; r1=3мм; r2=1мм (см. [4] стр. 423 табл. 24.16).
1.4. Определяю диаметр упорного бурта для подшипников
Где f=12мм (см. [2] стр. 9)
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяю из конкретных условий эксплуатации
Передача – под углом 600 к горизонту
Работа передачи – непрерывная спокойная
Напряжение цепи – периодическое
Валы неподвижны. Натяг цепи осуществляется натяжным устройством
Режим работы – односменный (Ксут=03)
1.Принимаю цепь приводную роликовую ПР
2. Определяю передаточное отношение передачи
3. Определяю число зубьев малой ведущей звездочки
Рекомендуемый диапазон z1=30 27. Принимаю z1=28
4. Нахожу число зубьев большой звездочки
Определяю допускаемое отклонение
Отклонение допустимо
5. Определяю коэффициент эксплуатации цепи
Где - коэффициент динамичности при спокойной нагрузке
- коэффициент зависящий от межосевого расстояния равен 1 так как величина межосевого расстояния в задании не оговорена
- коэффициент наклона передачи к горизонту при угле наклона 600
- коэффициент регулировки натяжения для передачи с оттяжной звездочкой или прижимным устройством
- коэффициент смазывания для периодического смазывания
- коэффициент режима работы при односменном режиме
6. Определяю шаг цепи
Где 128 – коэффициент для цепей ПР
Принимаю ближайшее большее стандартное значение
р=635мм=25дюйма (см. [8] стр. 280 табл. 10.1)
Беру: Цепь ПР-635-3538 ГОСТ 13568-75
Параметры цепи: Ввн=381мм; d=1984мм; d1=3968мм; h=604мм; b=89мм; b1=48мм; Q=353800Н; q=16кгм (см. [8] стр. 280 табл. 10.1)
8. Определяю скорость цепи
Где [v]=20мс – предельно допустимая скорость цепи
9. Определяю диаметр делительных окружностей звездочек
10. Нахожу межосевое расстояние
Определяю число звеньев цепи
11. Определяю длину цепи
12. Определяю общее натяжение ведущей ветви цепи
Натяжение от центробежных сил:
Натяжение от провисания цепи:
Где Кf=3 – коэффициент наклона передачи к горизонту при угле наклона 600
13. Выполняю проверку выбранной цепи
13.1. Определяю коэффициент запаса прочности цепи
Где [S]=74 – нормативный коэффициент запаса прочности для приводных роликовых цепей типа ПРЛ и ПР (см. [8] стр. 284 табл. 10.2)
13.2. Проверяю пригодность цепи по среднему давлению в шарнирах
Где К=165 (см. здесь п. 8.5)
- площадь боковой поверхности валика ролика
Где [P]=37МПа – предельно допустимое давление в шарнирах.
13.3. Проверяю пригодность цепи по числу ударов в секунду
14. Определяю нагрузку на вал – консольная нагрузка
Где Кв=105 – коэффициент нагрузки вала при наклоне 400 к горизонту и спокойной нагрузке.
15. Определяю геометрические размеры недостающих элементов звездочек
15.1. Диаметр окружностей выступов
15.2. Диаметр окружностей впадин
d1 – диаметр ролика (см. здесь п. 8.7)
15.3. Диаметр проточки
15.4. Ширина зуба цепи однорядной
Где n=1 – число рядов цепи
15.6. Радиус закругления зуба
Угол скоса принимаю рекомендуемый:
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений:
Радиус закругления: r=25мм так как р>35мм
15.9.Определяю диаметр ступицы
Где []=28МПа – для тихоходного вала
Диаметр звездочек больше 200мм поэтому делаю их составными.
РАСЧЕТ МУФТЫ УПРУГОЙ ВТУЛОЧНО-ПАЛЬЦЕВОЙ (МУВП)
Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора беру соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту при передаче валом крутящего момента Тэд=80Нм (см. [8] стр. 463 табл. 15.5):
[T]=250Нм – предельно допустимый передаваемый момент
d=40мм – диаметр отверстия для быстроходного вала редуктора
D=140мм – наружный диаметр муфты
L=225мм – длина муфты
l=110мм – длина полумуфты
D0=105мм – диаметр расположения окружности пальцев
d0=28мм – диаметр отверстий под упругий элемент
С=5мм – зазор между полумуфтами
dп=16мм – диаметр пальца
lвт=28мм – длина резиновой втулки
Допускаемые напряжения резиновых при циклических нагрузках на сжатие []сж.max=10 15МПа. Диаметр одной полумуфты растачивается под диаметр вала электродвигателя.
Проверяю условие размещения пальцев и колец по формуле
- условие выполняется пальцы и кольца подобраны верно.
Определяю напряжение смятия упругого элемента
Где []=2МПа – для упругого элемента (см. [8] стр. 464)
Определяю пальцы муфты на изгибное напряжение
Для изготовления пальцев муфт принимаю сталь 45 у которой предел текучести Т=320МПа
Где []и=(04 05)Т=04320=128МПа – предельно допустимое напряжение на изгиб
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР СМАЗКИ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
1. Определяю количество теплоты выделяющейся в передаче в секунду
2. Определяю количество теплоты отводимой в секунду
Где К – коэффициент теплоотдачи (Вт(мс2))
К=8 17 – для помещений с вентиляцией.
t1 – температура масла 0С. Для обычных редукторных масел t1 =60 700С наибольшая t1 =85 900С
t0 =200С - температура окружающей среды
А=А0+kpAp – площадь поверхности охлаждения
Где А0=1378м2 – площадь поверхности корпуса определяется конструктивно.
kp=05 – коэффициент ребер корпуса при горизонтальных ребрах
Ар=0598м2 – площадь поверхности наружных ребер корпуса определяется конструктивно.
А=1378+050598=1677м2
- условие не выполняется
Применяю искусственное охлаждение обдуванием воздухом. Тогда К=20 28.
Определяю количество теплоты отводимое в секунду
- условие выполняется
3. Выбираю смазку для смазывания червячной передачи
Принимаю масло И-Т-С-320 с кинематической вязкостью 20мм2с так как оно предназначено для тяжелонагруженных узлов и имеет антикоррозионные и противоизносные присадки.
4. Рассчитываю объём масла необходимого для смазывания передачи
РАСЧЕТ ЗАЗОРОВ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ И ТОЛЩИН ФЛАНЦЕВ И СТЕНКИ КОРПУСА.
1. Назначаю зазоры между деталями необходимые для того чтобы при работе движущиеся детали не задевали друг друга и стенки корпуса.
– толщина стенки основного корпуса редуктора.
а – зазор между внутренними стенками корпуса и поверхности вращающихся деталей (торцами ступиц).
т – расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и внутренним торцом подшипника.
Но так как для установки вала-червяка а корпус редуктора требуется в одну бобышку вставлять стакан то значение m принимаю равным значению толщины упорного заплечика то есть m=1=10мм (см. здесь приложение 1).
l– длина гнезда под подшипник. В данном расчете определяется конструктивно.
– толщина фланца крышки подшипника.
Для крышек быстроходного вала:
Где к – толщина стенки крышки (см. [4] стр. 148)
Для крышек тихоходного вала:
2. Продольные размеры валов определяются конструктивно но в соответствии с назначенными зазорами длинами ступиц зубчатых колес и ширина подшипников.
Полная длина быстроходного вала.
При дальнейших расчетах получается что в гнездо под подшипник со стороны соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя соединительной муфтой необходимо установить два радиально-упорных подшипника а в противоположном гнезде – один радиальный. Вдобавок данный редуктор нуждается в искусственном охлаждении воздухом поэтому на другом выходном конце быстроходного вала устанавливается пластмассовый вентилятор (см. здесь приложение 1).
L=6365мм – общая длина быстроходного вала
l1=l9=44мм– участки выходных концов вала под ступицы.
l2=435мм –длина упорного бурта для ступицы на выходном конце вала со стороны соединительной муфты.
l3=61мм – участок вала под радиально-упорные подшипники со стороны соединительной муфты.
l4=l6=75мм – длина упорных буртов для подшипников.
l5=166мм – длина червяка
l7=27мм – участок вала под радиальный подшипник со стороны вентилятора.
l8=81мм –длина упорного бурта для ступицы на выходном конце вала со стороны вентилятора
Полная длина тихоходного вала.
l1=135мм – участок выходного конца вала под ступицу.
l2=37мм – длина упорного бурта для ступицы.
l3=65мм – участок вала под подшипник.
l4=116мм – участок вала под червячное колесо.
l5=5мм – длина упорного бурта для червячного колеса.
l6=56мм – участок вала под подшипник.
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА (ПРОВЕРОЧНЫЙ И ПОЛНЫЙ)
Зная все продольные размеры составляю расчетную схему вала принимая его в соответствии со схемой за шарнирно-опорную балку.
Опорные реакции принимаю как сосредоточенные силы приложенные в соответствующих точках в зависимости от типа подшипников и конструкции опоры.
При дальнейших расчетах получается что не удовлетворяет условию долговечности подшипника. Поэтому улучшаю конструкцию: в гнезде под подшипник со стороны соединительной муфты устанавливаю два радиально-упорных подшипника 7310 а в другом гнезде – один радиальный подшипник 310.
Рис. 1. Кинематическая схема быстроходного вала
Силы и моменты принимаю также за сосредоточенные нагрузки приложенные на середине длины воспринимающих их элементов.
1 Составляю расчетную схему вала как шарнирно-опорной балки принимая опорные реакции как сосредоточенные силы приложенные на середине подшипников а силы действующие на червяк считаю приложенными в среднем сечении червяка
2. Определяю консольную нагрузку
ТМ – момент передаваемый муфтой
D – диаметр окружности центров пальцев МУВП
3. Определяю реакции опор RA и RB
4. Определяю полные реакции опор
Полная реакция опоры А:
Полная реакция опоры В:
5. Расчет подшипников для быстроходного вала подобранных раньше №7310 и №310 для которых:
- №7310: C=1000кН; C0=755кН.
-№310: C=618кН; C0=360кН.
5.1. Определяю величину соотношения
V–коэффициент вращения. При вращающимся внутреннем кольце V=1
е=031 (см. [8] стр. 360 табл. 12.26)
5.2. Определяю приведенную нагрузку на подшипник используя зависимость
Где X=04; V=1; Y=04ctgα=188 (см. [8] стр. 360 табл. 12.26)
– коэффициент безопасности учитывающий внешние динамические нагрузки.
– температурный коэффициент принимаемый равным 1 т.к. температура менее100°C.
5.3. Определяю осевые составляющие от радиальных реакций опор
Рис. 2. Схема действия осевых составляющих сил на опоры
Для определения осевых реакций опор необходимы условия:
Условие выполняется.
5.4. Определяю долговечность подшипника №7310 в миллионах оборотов
Так как в одной опоре имеется два радиально-упорных подшипника то формула выглядит следующим образом
Определяю долговечность подшипника №7310 в часах
т.к. рекомендуемый средний расчетный ресурс подшипников более часов принимаем подшипник №7310 окончательно.
Так как большая часть нагрузки приходится на опору В то рассчитывать подшипник №310 в опоре А не имеет смысла.
6. Определяю величины изгибающих моментов
Эпюры строю в соответствии с правилами по одну сторону от опасного сечения В (см. здесь приложение 2).
Масштаб построения:1мм=50000Н·мм
7. Определяю суммарный изгибающий момент
8. По эпюрам нахожу опасное сечение для которого нахожу эквивалентный момент
9. Расчет на статическую прочность.
9.1. Определяю коэффициент перегрузки Кп. За коэффициент перегрузки вала принимаю соотношение для двигателя данного привода.
9.2. Определяю эквивалентное напряжение
9.3. Определяю коэффициент запаса прочности по текучести
– предел текучести материала вала.
(см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
10. Проверка необходимости расчета на выносливость.
– предел выносливости при изгибе
МПа (см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
– эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе
(см. [8] стр. 299 табл. 11.3)
– масштабный фактор учитывающий влияние размеров сечения вала (см. [8] стр. 301 табл. 11.6)
Условие не выполняется.
11. Произвожу расчет на выносливость определением коэффициента запаса усталостной прочности
Где S и S – коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно:
Где -1=520МПа -1=280МПа – пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом (см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
К=22; К=166 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно (см. [8] стр. 299 табл. 11.3)
=2 – коэффициент упрочнения учитывающий влияние состояния поверхности и вводимый для валов с поверхностным упрочнением (см. [2] стр. 32 табл. 2.4)
=015; =01 – коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
а а – переменные (амплитудные) составляющие цикла изменения напряжений при изгибе и кручении соответственно
m m – постоянные (средние) составляющие цикла изменения напряжений при изгибе и кручении соответственно
Условие выполняется. Расчет быстроходного вала закончен.
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА (ПРОВЕРОЧНЫЙ И ПОЛНЫЙ)
Рис. 3. Кинематическая схема тихоходного вала
1 Составляю расчетную схему вала как шарнирно-опорной балки принимая опорные реакции как сосредоточенные силы приложенные на середине подшипников а силы действующие на колесо считаю приложенными в среднем сечении колеса
- для звездочки цепной передачи
Где Н – окружная сила звездочки цепной передачи
- коэффициент зависящий от положения передачи
5. Расчет подшипников для тихоходного вала подобранных раньше №7319 для которых:
C=3410кН; C0=2650кН.
е=032 (см. [8] стр. 360 табл. 12.26)
Рис. 4. Схема действия осевых составляющих сил на опоры
5.4. Определяю долговечность подшипника №7319 в миллионах оборотов
Определяю долговечность подшипника №7319 в часах
т.к. рекомендуемый средний расчетный ресурс подшипников более часов принимаем подшипник №7319 окончательно. После истечения срока службы редуктора подшипники извлекаются из него и отправляют на склад так как их ресурс не истек.
Эпюры строю в соответствии с правилами по одну сторону от опасного сечения В (см. здесь приложение 3).
Где -1=350МПа -1=210МПа – пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом (см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
К=202; К=155 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно (см. [8] стр. 299 табл. 11.3)
=26 – коэффициент упрочнения учитывающий влияние состояния поверхности и вводимый для валов с поверхностным упрочнением (см. [2] стр. 32 табл. 2.4)
=01; =0 – коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (см. [2] стр. 5 табл. 1.1)
РАСЧЕТ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
1. Определяю толщину стенки нижней части корпуса.
2. Определяю толщину стенки крышки корпуса.
В местах расположения обработанных приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
3. Определяю диаметр болтов соединения крышки с корпусом.
4. Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.
5. Определяю диаметр и толщину лапы фундаментных болтов.
6. Диаметр болтов у прижимных крышек подшипников определяю по зависимости от диаметра подшипника (см. [4] стр. 148).
- быстроходного вала: мм
- тихоходного вала: мм
7. Определяю диаметр болтов крепящих крышку смотровую.
8. Определяю диаметр цилиндрических штифтов.
9.Определяю зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращающихся деталей.
10. Определяю расстояние между внутренней стенкой редуктора и внутренним торцом подшипника.
11. Определяю толщину верхнего пояса корпуса.
12. Определяю толщину пояса крышки корпуса.
13. Определяю толщину нижнего пояса корпуса под основание.
14. Определяю ширину фланца крышки и корпуса.
15. Определяю расстояние от края фланца до центра отверстия
16. Определяю диаметр площадки под шайбу
17. Определяю длину гнезда под подшипник.
Длина гнезда определяется конструктивно и равна мм
Детали машин и основы конструирования Под ред. М.Н. Ерохина. – М.: КолосС 2005. – 462 с.
Дриз Ю.Б. Методическое указание к курсовому проектированию по деталям машин. Часть 3 переработанная. Расчет валов редукторов на прочность. Методическое пособие – УГСХА 2000.
Дриз Ю.Б. Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». Часть 2 переработанная и дополненная. Расчет зубчатых и червячных передач. Методическое пособие – Ульяновск 2010.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высш. шк. 2000 – 447 с.
Проектирование механических передач: Учебно–справочное пособие для вузов С.А. Чернавский Б.С. Козинцов и др–5-е изд. перераб. и док.– М. Машиностроение 1984–560с.
Решетов Д.Н. Детали машин: учебник для вузов – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1989 – 496с.
Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие. – М.: Высш. шк. 2007. 455 с.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение 1988. – 416 с.

Чертеж крышка бв тех док.cdw

проходная быстроходного вала
ДМ ОК 11.17.07.00.01.15
Неуказанные радиусы 2мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров поверхностей

Чертеж стакан тех док.cdw

ДМ ОК 11.17.07.00.01.20
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t

Спецификация лист3.cdw

КС тв схема.cdw

Спецификация лист2.cdw

ДМ ОК 11.17.07.00.00
Разбрызгиватель масла
Шайба уплотнительная
ДМ ОК 11.17.07.00.01.17
ДМ ОК 11.17.07.00.01.18
ДМ ОК 11.17.07.00.01.19
ДМ ОК 11.17.07.00.01.20
ДМ ОК 11.17.07.00.01.21
ДМ ОК 11.17.07.00.01.22

КС бв.cdw

эпюра бв.cdw

эпюра тв.cdw