Привод передвижения мостового крана

Kompanovka.cdw

Spetsifikatsia.spw

Шайба уплотнительная
Прокладка регулировочная
Шайба 6.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.65Г ГОСТ 6402-70
Штифт 4х12 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х20 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник №206 ГОСТ 8338-75
Подшипник №308 ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Полумуфта 125-25-1.1

Val-shesternya_3-4.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Koleso.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Пояснительная записка.docx

1Кинематическая схема
2Срок службы приводного устройства
Выбор двигателя кинематический расчет привода
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Расчет открытой цилиндрической передачи
Нагрузки валов редуктора
Разработка чертежа общего вида редуктора.
Расчетная схема валов редуктора
Проверочный расчет подшипников
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
2 Конструирование валов
4 Конструирование подшипниковых узлов
5Конструирование корпуса редуктора
6Конструирование элементов открытых передач
1 Проверочный расчет шпонок
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
3Уточненный расчет валов
Технический уровень редуктор
Задание на проектирование
Разработать привод передвижения мостового крана
– двигатель 2 – муфта 3 – редуктор 4 – зубчатая передача 5 – колесо 6 – рельс.
F = 30 кН – тяговая сила;
v = 10 – скорость моста;
D = 300 мм – диаметр колеса.
Срок службы – 3 лет.
Привод к механизму передвижения мостового крана устанавливается непосредственно на мостовом кране и предназначен для передвижения крана по рельсовому пути. Работа в две смены по 8 часов нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный.
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 3 года – 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 = 365·3·082·8·2·1 =14366 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса тогда
Lh = 14366·085 = 12211 час
Рабочий ресурс принимаем 12500 часов
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 30·10 = 30 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
з.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 095 – КПД открытой цилиндрической передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения.
= 098·097·09952·095·099 = 0885.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 300885 = 339 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 40 кВт
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Частота вращения колеса
nрм = 6·104v(D) = 6·104·10(300) = 64 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5 тогда для открытой передачи
Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A100L4 так как только в этом случае передаточное число открытой передачи попадает в рекомендуемые границы (3÷7).
Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 1430 обмин 1 =143030 =1497 радс
n2 = n1u1 =143050 =286 обмин 2=28630 = 299 радс
n3 = n2u2 =286447= 64 обмин 3= 6430 = 670 радс
Фактическое значение скорости вращения рабочего вала
v = Dn36·104 = ·300·646·104 = 100 мс
Отклонение фактического значения от заданного
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 3390980995 = 331 кВт
P2 = P1з.ппк = 331·097·0995 = 319 кВт
P3 = P2о.ппс = 319·095·099 = 300 кВт
Т1 = P11 = 33101497 = 221 Н·м
Т2 = 3190299 = 1067 Н·м
Т3 = 3000670 = 4478 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Силовые и кинематические параметры привода
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
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
Допускаемые контактные напряжения:
где KHL – коэффициент долговечности
где NH0 = 1·107 [1c.55]
N = 573Lh = 573·299·125·103 = 215·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H1 = 18HB+67 = 18·248+67 = 513 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
[]H = 045([]H1 +[]H2) = 045(513+414) = 417 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.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Межосевое расстояние
где Ка = 430 – для косозубых передач [1c.58]
ba = 040 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(50+1)[1067·103·10(4172·502·040)]13 = 102 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 100 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·100·50(50 +1) = 167 мм
b2 = baaw = 040·100 = 40 мм.
m > 2·58·1067·103167·40·199 = 093 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 10 мм.
Основные геометрические размеры передачи
min = arcsin(35mb2) = arcsin(35·140) = 502°
Принимаем предварительно = 8º
Суммарное число зубьев:
zc = 2awcosm = 2·100cos8º10 = 198
Действительное значение угла наклона:
cos = zcm2aw = 198·102·100 = 099 = 8º06`
Число зубьев шестерни:
z1 = zc(u+1) = 198(5+1) = 33
Число зубьев колеса:
z2 = zc – z1 = 198 – 33 = 165
Фактическое передаточное число:
u = z2z1 = 16533 = 5.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (165+33)·102·099 = 100 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1cos = 10·330990 = 3333 мм
d2 = mz2cos = 10·1650990 = 16667 мм
da1 = d1+2m = 3333+2·10 = 3533 мм
da2 = d2+2m = 16667+2·10 = 16867 мм
df1 = d1 – 24m = 3333 – 25·10 = 3083 мм
df2 = d2– 24m = 16667 – 25·10 = 16417 мм
b2 = baaw = 040·100 = 40 мм
b1 = b2 + 5 = 40+5 = 45 мм
v = 1d12000 = 1497·33332000 = 25 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
Ft1 = 2T1d1 = 2·221·1033333 =1326 H
Fr1 = Ft1tgcos =1326tg20º0990 = 488 H
Fa1 = Ft1tg = 1326tg 8º06` =188 H
Расчетное контактное напряжение
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61]
КНα = 106 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 103 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 376[1326(5+1)106·10·103(16667·40)]12 = 429 МПа.
Перегрузка (429 – 417)100417 = 29% допустимо 5%.
Расчетные напряжения изгиба
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – 140 = 1 – 806140 = 094
KFα = 091 – для косозубых колес при 8-ой степени точности
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 107 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 33 zv1 = 3309903 = 340 YF1 = 376
при z2 = 165 zv2 = 16509903 = 1700 YF2 = 360.
F2 = 360·094·1326·091·10·10710·40 =109 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 =109·376360 =114 МПа []F1.
Так как расчетные напряжения H 105[H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Выбор материалов передачи
Принимаем те же материалы что и в закрытой передаче.
где Ка = 495 – для прямозубых передач [1c.58]
ba = 020 – коэффициент ширины колеса
аw = 495(447+1)[4478·103·10(4172·4472·020)]13 = 234 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 250 мм.
где Km = 68 – для прямозубых колес
d4 – делительный диаметр колеса
d4 = 2awu(u+1) = 2·250·447(447+1) = 408 мм
b4 = baaw = 020·250 = 50 мм.
m > 2·68·4478·103408·50·199 = 150 мм
в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30% поэтому
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
zc = 2awm = 2·25020 = 250
z3 = zc(u+1) = 250(447+1) =46
z4 = zc – z3 = 250 – 46 = 204
u = z4z3 = 20446 = 443.
aw = (z3+z4)m2 = (204+46)·202 = 250 мм.
d3 = mz13 = 20·46 = 92 мм
d4 = 20·204 = 408 мм
da3 = d3+2m = 92+2·20 = 96 мм
da4 = 408+2·20 = 412 мм
df3 = d3 – 24m = 92 – 25·20 = 87 мм
df4 = 408 – 25·20 = 403 мм
b4 = baaw = 020·250 = 50 мм
b3 = b4 + 5 = 50+5 = 55 мм
v = 2d32000 = 299·922000 = 138 мс
Ft2 = 2T2d3 = 2·1067·10392 = 2320 H
Fr2 = Ft2tg = 2320tg20º = 844 H
где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61]
КНα = 1 – для прямозубых колес
КНv = 104 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 436[2320(443+1)10·10·104(408·50)]12 = 349 МПа.
Условие Н [H] выполняется
F4 = YF4YFtKFαKFKFv(mb2)
Y = 1 – для прямозубых колес
KFα = 10 – для прямозубых колес
KFv = 110 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
при z3 = 46 YF3 = 366
при z4 = 204 YF4 = 360.
F4 = 360·10·2320·10·10·11020·50 = 92 МПа []F4
F3 = F4YF3YF4 = 92·366360 = 93 МПа []F3.
Так как расчетные напряжения H [H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·22112 = 470 Н
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Консольные силы от открытой цилиндрической передачи действующие на тихоходный вал
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора с наклонным разъемом корпуса
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (16·221·10315)13 = 19 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)28 = 2234 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)25 = 2538 мм
принимаем l1 = 30 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 25+222 = 294 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 30 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1530 = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (1067·10315)13 = 33 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 35 мм;
d2 = d1+2t = 35+225 = 400 мм
где t = 25 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 40 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12540 = 50 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 40+3225 = 480 мм
принимаем d3 = 50 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №308 для тихоходного вала.
Рис. 8.1 – Схема нагружения быстроходного вала
Горизонтальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 48Ft – 96BX + Fм 80 = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = [1328·48 + 470·80]96 = 1056 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
mВ = 176Fм – 48Ft – 96АX + = 0
Отсюда находим реакцию опоры А в плоскости XOZ
АX = [176470 – 481328]96 = 198 H
АХ + Ft – BX – FМ = 198+1328 – 1056 – 470 = 0
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 1056·48 = 507 Н·м
MX2 = 470·80 = 376 Н·м
Вертикальная плоскость.
mA = 48Fr – BY96 – Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (488·48 –188·33332)96 = 211 H
mВ = 48Fr – АY96 + Fa1d12 = 0
АY = (488·48 + 188·33332)96 = 277 H
АY – Fr1 + BY = 211 – 488 –277 = 0
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 211·48 = 101 Н·м
MY = 277·48 = 133 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (1982 + 2772)05 = 340 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (10562 + 2112)05 =1077 H
Рис. 8.2 – Схема нагружения тихоходного вала.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 50Ft1 – 100DX + 180Ft2 = 0
DX = [1326·50 + 2320·180]100 = 4839 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
mD = 50Ft1 + 100CX – 80Ft2 = 0
Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ
CX = [2320·80 – 501326]100 = 1193 H
СХ + Ft1 – DX + Ft2 = 1193 +1326 – 4839 +2320 = 0
MX1 =1193·50 = 597 Н·м
MX2 =2320·80 =1856 Н·м
mС = 50Fr1+Fa2d22 +100DY – 180Fr2 = 0
DY = [180·844– 488·50 –188·166672]100 =1119 H
mD = 50Fr1 – Fa2d22 – 100CY + 80Fr2 = 0
CY = [80·844 + 488·50 –188·166672]100 = 763 H
СY – Fr1 – DY + Fr2 = 763 – 488 - 1119 + 844 = 0
MX1 = 763·50 = 382 Н·м
MX2 = 844·80 = 675 Н·м
MX2 = 844·130 –1119·50 = 538 Н·м
C = (11932 + 7632)05 = 1416 H
D = (48392 +11192)05 = 4967 H
Отношение FaCo = 188137103 = 0014 е = 019 [1c. 143]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaА =1881077 = 017 e следовательно Х=10; Y= 0
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =13– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Р = (00·1·1077 + 0)13·1 = 1400 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 1400(573·1497·12500106)13 =14330 Н C = 255 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(255103 1400)3601430 = 70429 часов
больше ресурса работы привода равного 12500 часов.
Отношение FaCo = 188224103 = 0008 е = 013 [1c. 143]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение FaС =1884967= 004 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·4967+ 0)13·1 = 6457 Н
Стр = 6457(573·299·12500·106)13 = 38632 Н C = 410 кН
= 106(410103 6457)360286 = 14919 часов
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·50 = 78 мм.
S = 22m+005b2 = 221+005·40 =42 мм
С = 025b = 025·40 = 10 мм
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Размеры шестерни: dа1 = 3533 мм b1 = 45 мм = 806°.
Фаска зубьев: n = 05m = 0510 = 05 мм
принимаем n = 05 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 косозубого колеса Н7r6.
4Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10 12 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025ат + 1 = 0025·100 + 1 = 35 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·100 + 12 = 156 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.
Шестерня открытой передачи
Размеры шестерни: dа3 = 960 мм b3 = 55 мм = 0.
Фаска зубьев: n = 05m = 0520 = 10 мм
принимаем n = 10 мм.
Колесо открытой передачи
Размеры шестерни: dа4 =4120 мм b4 = 50 мм = 0.
Диаметр вала под колесом
d1 = (16·4478·10320)13 = 48 мм
Принимаем d1 = 50 мм
S = 22m+005b2 = 222+005·50 =70 мм
С = 025b = 025·50 = 12 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 = 15·221 = 33 Н·м [T]
где k = 15– коэффициент режима нагрузки
Смазка зубчатого зацепления
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)331 20 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 25 мс и контактном напряжении в=429 МПа =28·10-6 м2с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46
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.
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×20. Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 50 МПа.
см = 2·221·10325(7-40)(20-8) = 491 МПа
Шпонка под колесом 14×9×32. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1067·10350(9-55)(32-14) = 677 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1067·10335(8-50)(40-10) = 677 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05CY = 051119 = 560 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]560 = 756 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 1375684 = 12 МПа [] = 75 МПа
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 = 30332 = 265·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·265·103 = 530·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 376·103265·103 = 142 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 221·1032·530·103 = 42 МПа
k = 33; k = 06 k + 04 = 06·33 + 04 = 24
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33533·142 = 71
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(24·42 + 01·42) = 186
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 71·186(712 + 1862)05 = 66 > [s] = 25
Рассмотрим сечение проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Ми = (Мх2+Мy2)12 = (6752+18562)12 = 1975 Н·м.
W = d332 = 40332 = 628·103 мм3
Wp = 2W = 2·628·103 =126 мм
v = MиW = 1975·103628·103 = 314 МПа
v = m = T22Wp =1067·1032·126·103 = 43 МПа
k = 365; k = 06 k + 04 = 06·365 + 04 = 259
s = -1(kv) = 335365·314 = 29
s = -1(kv + m) = 195(259·43 + 01·43) =168
s = ss(s2 + s2)05 = 29·168(292 +1682)05 = 28 > [s] = 25
Условный объем редуктора
V = LBH = 240170300 = 12106 мм3
L = 240 мм – длина редуктора;
В = 170 мм – ширина редуктора;
Н = 300 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 04773001210610-9 = 42 кг
где φ = 047 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 421067 = 039
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.

Kryshka_podshipnika_3-4.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов - отверстий - Н14.

Reduktor_3-4.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 5
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-46 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
. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.