Привод механизма поворота крана

Редуктор.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u =40
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриаль-
ное И-Т-Д-100 ГОСТ 17479-87.
В подшипниковые узлы при сборке
заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать
с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.

Колесо червячное.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Межосевое расстояние
сопряженного червяка
Уклоны формовочные 3
Радиусы скруглений 4 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Компоновка.cdw

Рама.cdw

Непараллельность поверхности не более 0
Кромки сварных деталей обработать механическим путем
=10мкм ГОСТ 2789-73.
сварные швы по ГОСТ 5263-80.

Схема кинематическая.cdw

Механизм изменения вылета
Упругая муфта со звездочкой
Допускаемое отклонение
скорости поворота крана
Срок службы привода L
Кинематическая схема

Спецификация редуктор.spw

Шайба уплотнительная
Прокладка регулировочная
Болт М6х20.66 ГОСТ 7798-70
Винт М8х22.48 ГОСТ 1491-80
Шайба 6.65Г ГОСТ6402-70
Штифт 4х16 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 333-79
Шпонка ГОСТ 23360-78

Расче).docx

Техническое задание
Кинематическая схема машинного агрегата
Выбор двигателя кинематический расчет привода
Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений
Расчет закрытой червячной передачи
Расчет открытой зубчатой передачи
Нагрузки валов редуктора
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
Расчетная схема валов редуктора
Проверочный расчет подшипников
Конструктивная компоновка привода
Расчет технического уровня редуктора
Техническое задание 4
Привод механизма поворота крана
– Поворотная колонна 2 – механизм изменения вылета 3 – двигатель
– механизм подъема 5 – упругая муфта со звездочкой 6 – червячный редуктор 7 – цилиндрическая зубчатая передача.
Момент сопротивления
Скорость поворота v мс 007
Диаметр колонны D мм 350
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи % 4
Срок службы привода Lг лет 7
1Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом механизма поворота крана и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом червячного редуктора и открытой зубчатой ведомый вал которой является основой поворотной колонны крана. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
2Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 7 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·7·082·8·2·1 = 33600 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 30 ·103 часов.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
1Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Требуемая мощность рабочей машины
где – угловая скорость колонны
Частота вращения колонны
nрм = 6·104vD = 6·104·007350 = 38 обмин
= n30 = 3830 = 040 радс
Ррм = Т = 17·040 = 068 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
чп = 072 – КПД закрытой червячной передачи
оп = 094 – КПД открытой зубчатой передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения
= 098·072·094·09952·099 = 0650.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 0680650 = 105 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 11 кВт
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для червячной передачи среднее значение u1 =400 [2c.54] тогда для открытой передачи u2 = uu1 = u400
Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к следующим выводам: варианты 1 и 2 исключаем из-за того что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять из-за больших габаритов окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 с электродвигателем 4A80В6.
2Определение передаточного числа привода и его ступеней
u = n1nрм = 92038 = 242
Принимаем для червячной передачи u1 = 40 тогда для открытой передачи
u2 = uu1 =24240 = 605
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 920 обмин 1 = 92030 = 963 радс
n2 = n1u1 = 92040 = 23 обмин 2= 2330 = 241 радс
n3 = n2u2 = 23605 = 38 обмин 3= 3830 = 040 радс
Фактическое значение скорости вращения колонны
v = Dn36·104 = 350·386·104 = 007 мс
Отклонение фактического значения от заданного
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 1050·098·0995 = 1023 Вт
P2 = P1зппк = 1023·072·0995 = 733 Вт
P3 = P2оппс = 733·094·099 = 682 Вт
Т1 = P11 = 1023963 = 106 Н·м
Т2 = 733241 =3041 Н·м
Т3 = 682040 = 1700 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем согласно рекомендациям [1c.53] для червяка сталь 45 улучшенная до твердости не выше HВ350.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs = 42u210-3M213 = 4240024110-3304113 = 272 мс
при vs 5 мс рекомендуется [1 c54] бронза БрА10Ж4Н4 способ отливки – центробежный: в = 700 МПа т = 460 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[]H = 250 – 25vs = 250 – 25272 = 182 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:
где КFL – коэффициент долговечности.
где NэН – число циклов перемены напряжений.
NэН = 5732Lh = 57324130000 = 41107.
KFL = (10641107)19 = 0662
[]F = 0167000662 = 74 МПа.
Механические характеристики материалов червячной передачи
Межосевое расстояние
= 61(30411031822)13 =128 мм
принимаем аw = 125 мм
Основные геометрические параметры передачи
где z2 – число зубьев колеса.
При передаточном числе 400 число заходов червяка z1 = 1 тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 1400 = 400
m = (1517)12540 = 4753 мм
принимаем m = 50 мм.
Коэффициент диаметра червяка:
q = (0212025)z2 = (0212025)40 = 8510
Коэффициент смещения
x = am – 05(q+z2) = 12550 – 05(10+40) = 0
Фактическое значение межосевого расстояния:
aw = 05m(q+z2+2x) = 0550(10+40 – 20) = 125 мм
Делительный диаметр червяка:
d1 = qm =1050 = 500 мм
Начальный диаметр червяка dw1 = m(q+2x) = 50(10-2·0) = 500 мм
Диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1+2m = 500+250 = 60 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 – 24m = 500 – 2450 = 380 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+55x+z1)m + C = (10+550+2)50+0 = 60 мм.
Делительный угол подъема линии витка:
= arctg(z1q) = arctg(110) = 571
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 5040 = 2000 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 2000+250(1-0) = 2100 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2m(12 – x) = 2000 – 250(12 + 0) = 1880 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m(z1+2) = 2100+650(1+2) = 2200 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0355aw = 0355125 = 44 мм.
5.Фактическое значение скорости скольжения
vs = u2d1(2000cos) = 400241500(2000cos 571) = 242 мс
Уточняем значение допускаемого контактного напряжения
[]H = 250 – 25vs = 250 – 25242 = 190 МПа.
6.Коэффициент полезного действия червячной передачи
где = 20º - приведенный угол трения [1c.74].
= (095096)tg 571tg( 571+20º) = 071.
7.Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2d2 = 230411032000 = 3041 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 3041tg20 =1107 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2M1d1 = 2106103500 = 424 H.
8.Расчетное контактное напряжение
где К – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = 2d22000 = 24120002000 = 024 мс
Н = 340(3041105002000)05 = 187 МПа
перегрузка (187 – 182)1001820 = 27% 4%.
Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное число зубьев колеса:
zv2 = z2(cos)3 = 40(cos 571)3 = 406 YF2 = 154.
F = 07154303110(4450) = 149 МПа.
Условие F []F = 74 МПа выполняется.
Так как условия 085H 105[H] и F [F] выполняются то можно утверждать что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.
Выбор материалов зубчатой передачи
Принимаем согласно рекомендациям [1c.52] сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53]
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
где KHL – коэффициент долговечности
где NH0 = 1·107 [1c.55]
N = 573Lh = 573·040·300·103 = 688·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199 МПа.
[]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[]F2 = 1·199 = 199 МПа.
где Ка = 495 – для прямозубых передач [1c.58]
ba = 020 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 495(605+1)[1700·103·10(4142·6052·020)]13 = 386 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 380 мм.
где Km = 68 – для прямозубых колес
d4 – делительный диаметр колеса
d4 = 2awu(u+1) = 2·380·605(605+1) = 652 мм
b4 = baaw = 020·380 = 76 мм.
m > 2·68·1700·103652·76·199 = 234 мм
в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30% поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 40 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
zc = 2awm = 2·38040 = 190
Число зубьев шестерни:
z3 = zc(u+1) = 190(605+1) =27
Число зубьев колеса:
z4 = zc – z3 = 190 – 27 =163
Фактическое передаточное число:
u = z4z3 =16327 = 604.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z3+z4)m2 = (163+27)·402 = 380 мм.
делительные диаметры
d3 = mz13 = 40·27 =108 мм
da3 = d3+2m =108+2·40 =116 мм
da4 = 652+2·40 = 660 мм
df3 = d3 – 24m =108 – 25·40 = 98 мм
df4 = 652 – 25·40 = 642 мм
ширина колеса b4 = baaw = 020·380 = 76 мм
ширина шестерни b3 = b4 + 5 = 76+5 = 81 мм
v = 2d32000 = 241·1082000 = 013 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
Ft2 = 2T2d3 = 2·3041·103108 = 5631 H
Fr2 = Ft2tg = 5631tg20º =2050 H
Расчетное контактное напряжение
где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61]
КНα = 1 – для прямозубых колес
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 102 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 436[5631(604+1)10·10·102(652·76)]12 = 394 МПа.
недогрузка (414 – 394)100414 = 49% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
F4 = YF4YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF4 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – для прямозубых колес
KFα = 10 – для прямозубых колес
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 105 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z3 = 27 YF3 = 385
при z4 = 163 YF4 = 361.
F4 = 361·10·5631·10·10·10540·76 = 70 МПа []F4
F3 = F4YF3YF4 = 70·385361 = 75 МПа []F3.
Так как условия 085H 105[H] и F [F] выполняются то можно утверждать что устойчивая работа зубчатой открытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.
Силы действующие в зацеплении червячной передачи
Ft2 = Fa1 = 3041 H.
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·10612 = 326 Н
Консольная силы действующие на тихоходный вал
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷25 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (16106·10310)13 = 17 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 22 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)22 = 1826 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)30 = 3045 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 30+225 = 350 мм
где t = 25 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 40 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1540 = 60 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с червяком
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (3041·10315)13 = 47 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 50 мм;
d2 = d1+2t = 50+228 = 566 мм
где t = 28 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 55 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12555 = 68 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 55+3230 = 646 мм
принимаем d3 = 65 мм.
Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27308 а для тихоходного вала роликоподшипники легкой широкой серии №7511
Размеры и характеристика выбранного подшипника
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок.
Для конических роликоподшипников поправка а:
а1 = 252+(40+90)07866 = 29 мм.
а2 = 272+(55+100)0366 = 23 мм.
Схема нагружения быстроходного вала
Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 95Ft – 190BX + Fм100 = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX =(424·95 + 326·100)190 = 384 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX + FМ – Ft = 384 + 326 – 424 = 286 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 384·95 = 365 Н·м
MX2 = 326·100= 326 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 95Fr –190BY – Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (1107·95 –3041·5002)190 = 153 H
AY = Fr – BY =1107 – 153 = 954 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 153·95 = 145 Н·м
MY = 954·95 = 906 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (2862 + 9542)05 = 996 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (3842 + 1532)05 = 413 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.
Горизонтальная плоскость:
Dх = (5631204 + 304154)108 =12157 Н;
Мх1 = 348554 = 1882 Нм;
Мх2 = 563196 = 5406 Нм.
Вертикальная плоскость:
mA = Fr2 54 + Dy108 – Fa2d22 – Fr3204 = 0
Dy= (2050204 –110754 – 42420002)108 = 2926 Н
Cy= Fr2+ Dy – Fr3 =1107+2926 –2050 = 1983 Н
Мy1 = 198354 =1071 Нм;
Мy2 = 205096 = 1968 Нм;
Мy3 = 2050150 – 292654 =1495 Нм;
C = (Cx2 +Cy2)05 = (34852+19832)05 = 4010 H
D = (121572+29262)05 =12504 H
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Fa – осевая нагрузка;
Kб = 15 – коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 083eA = 0830786996= 650 H
SB = 083eB = 0830786413 = 269 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaВ = SА+Fa =650 +3041 = 3691 H
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaFr = 3691413 =89 > e следовательно Х=04; Y=0763.
Р = (0410413 +07633691)1510 = 4225 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573L106)03 =
= 4225(57396330000106)03 = 390 кH C= 484 кН
Условие Стр C выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(484103 4225)333360920 = 61344 часов
больше ресурса работы привода равного 30000 часов.
SC = 083eC = 08303604010 = 1198 H
SD = 083eD = 083036012504 = 3736 H.
FaD = SC + Fa =1198+ 424 = 1622 H.
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение FaFr= 162212504 = 013 e следовательно Х=10; Y=0.
Р = (101012504+0)1510 =18756 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
=18756(57324130000106)03 = 573 кH C = 800 кН
= 106(800103 18756)333336023 = 91147 часов
1 Конструирование червячного колеса
Конструктивные размеры колеса
dст = 16d3 = 16·65 =104 мм.
lст = (1÷15)d3 = (1÷15)65 = 65÷98 мм
принимаем lст = 70 мм
S = 005d2 = 005·200 =10 мм
S0 = 12S = 12·10= 12 мм
С = 025b = 025·44 =11 мм
2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Червяк выполняется заодно с валом.
Размеры червяка: dа1 = 60 мм b1 = 60 мм.
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7r6.
4Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются уплотнительные шайбы толщиной 03 04мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 004ат + 2 = 004·125 + 1 = 60 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·125 + 12 = 165 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·16 = 12 мм
принимаем болты М12;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·16 = 10 мм
принимаем болты М10.
6Конструирование элементов открытых передач
Шестерня открытой передачи
Размеры шестерни: dа3 = 1160 мм b3 = 76 мм = 0.
Фаска зубьев: n = 05m = 0540 = 20 мм
принимаем n = 20 мм.
Колесо открытой передачи
Размеры шестерни: dа4 =6600 мм b4 = 81 мм = 0.
Диаметр вала под колесом
d1 = (16·1700·10315)13 = 83 мм
Принимаем d1 = 85 мм
dст = 155d3 = 155·85 =132 мм.
S = 22m+005b2 = 224+005·76 =126 мм
С = 025b = 025·76 = 19 мм
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 15·106 = 16 Н·м [T]
где k = 15– коэффициент режима нагрузки
Смазка червячного зацепления
Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла двумя брызговиками установленными на червячном валу
Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)1023 06 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 24 мс и контактном напряжении в=187 МПа =22·10-6 м2с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100
Смазка подшипниковых узлов.
Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скру ленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×32.
Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 90 МПа.
см = 2·106·10330(8-50)(32-10) = 108 МПа
Шпонка под колесом 18×11×63. Материал ступицы – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 90 МПа.
см = 2·3041·10365(11-70)(63-18) = 519 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×63. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 180 МПа.
см = 2·3041·10350(9-55)(63-14) = 709 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05DY = 052926 =1463 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 15 – постоянная нагрузка коэффициент основной нагрузки х=03 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности в = 500 МПа предел текучести т = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]1463 = 1975 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (10 – 094175)24 = 55 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13197555= 467 МПа [] = 75 МПа
3Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
-при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 40332 = 628·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·628·103 = 126·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 326·103628·103 = 52 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 106·103126·103 = 08 МПа
k = 36; k = 06 k + 04 = 06·36 + 04 = 26
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33536·52 =179
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(26·08 + 01·08) = 902
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 =179·902(1792 + 9022)05 =176 > [s] = 15
Рассмотрим сечение проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 930 МПа [2c34]
-при изгибе -1 043В = 043930 = 400 МПа;
-при кручении -1 058-1 = 058400 = 232 МПа.
Ми = (54062 + 19682)05 = 5753 Н·м.
W = d332 = 55332 = 163·103 мм3
Wp = 2W = 2·163·103 =326 мм
v = MиW = 5753·103163·103 = 353 МПа
v = m = T22Wp =3041·1032·326·103 = 47 МПа
k = 45; k = 06 k + 04 = 06·45 + 04 = 31
s = -1(kv) = 40045·353 = 252
s = -1(kv + m) = 232(310·47 + 01·47) =154
s = ss(s2 + s2)05 = 252·154(2522 +1542)05 = 249> [s] = 15
4Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусе редуктора:
где tв = 18 С – температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Втм2К – коэффициент теплопередачи;
А = 036 м2 – площадь поверхности охлаждения
tм = 18 + 1023103(1 – 071)17036 = 66 С.
Условие tм [tм] выполняется.
Технический уровень редуктора
m = φρd10785d2210-9 = 957300500785200210-9 =109 кг
где φ = 95 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 =109304 = 036
При γ > 02 технический уровень редуктора считается низким а редуктор морально устаревшим.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Альбом деталей машин.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.

вал.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88