Привод ленточного конвейера зерносклада с одноступенчатым червячным редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

Техническое задание

1. Выбор электродвигателя

2. Определение общего передаточного отношения

3. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

4. Выбор материала по заданной термообработке и определение допускаемых напряжений

5. Проектный расчет червячной передачи

6. Предварительный расчет всех валов червячного редуктора

7. Расчет цепной передачи

8. Расчет муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП)

9. Тепловой расчет и выбор смазки червячного редуктора

10. Расчет зазоров между деталями и толщин фланца и стенки корпуса

11. Расчет быстроходного вала (проверочный и полный)

12. Расчет тихоходного вала (проверочный и полный)

13. Расчет корпуса и крышки редуктора

Литература

Приложения



ВВЕДЕНИЕ

«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.



1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Определяю общий КПД привода.

(КПД передач см. [3] стр. 6, таблица 1.1)

Определяю потребную мощность электродвигателя.

кВт

Принимаю для дальнейших расчетов электродвигатели мощностью 15 кВт с параметрами (см. [3] стр. 8, табл. 1.2):

Таблица 1

э.д., мин-1	Тип	Рэд, кВт	nэд, мин-1		d(вых), мм	l1(вых), мм	l30, мм	Uобщ	Uред
3000	4A160S2	15	2940	2,2	42	110	624	122,5	76,56
1500	4А160S4	15	1465	2,3	48	110	624	61,04	38
1000	4A160M6	15	975	2,0	48	110	667	40,63	25,39
750	4A180M8	15	730	2,0	55	110	702	30,42	19,01

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ

Нахожу частоту вращения выходного конца тихоходного вала

мин-1

Нахожу общее передаточное отношение

Предварительно принимаю

; (см. [3], стр. 10)

Тогда

Наиболее рациональным является передаточное отношение Uред=38,15 (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



3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

мин-1

мин-1

мин-1

Определяю величину крутящих моментов на каждом валу

Н·м

Н·м

Н·м

Н·м

Полученные данные записываю в таблицу 2.

Таблица 2.

Вид передачи	?(КПД)	U (передаточное отношение)	Вал №	n, мин-1	Т, Н?м
МС	0,98	1	1	1465	80
			2	1465	80
ЧП	0,8	38
			3	38,4	2427
ЦП	0,94	1,6
			4	24	3884

4. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ПО ЗАДАННОЙ ТЕРМООБРАБОТКЕ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

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 18ХГТ Бр.ОФ 10-1

D=200мм; S=125мм ?в=250 МПа; ?т=200 МПа

НВ=300…400; Е=0,75?105 МПа

HRC=56…63;

?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 Н?м - 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 м/с.

Определяю срок службы привода в часах.

Определяю ресурс червячной передачи

часов.

Определяю суммарное число циклов перемены напряжений в зубьях колеса.



Определяю коэффициенты приведения.

где m=8 (см. [3], стр. 18, табл. 5.1); =1; t1=0,75; t2=0,25; T1=T; T2=0,75T

где m=9 (см. [3], стр. 18, табл. 5.1)

Определяю эквивалентное число циклов перемены напряжений в зубьях червячного колеса.

Определяю допускаемое напряжение для расчетов на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса.

Группа материалов I:

При

cv=0,68 (см. [3], стр. 23, табл. 5.3)

МПа (см. [3], стр. 23, табл. 5.4)

МПа

Определяю допускаемое напряжение для расчета зубьев на изгибную выносливость(независимо от материала зубчатого венца).

Где (см. [3], стр. 23, табл. 5.4)

SF=1,75

5. 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):

z1=1

Определяю число зубьев червячного колеса

где zmin=28

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).

Определяю расчетом межосевое расстояние по формуле:

, мм

Где Т3 =2427 Н?м - крутящий момент тихоходного вала червячного редуктора



Ближайшее большее значение (см. [3], стр. 45)

Определяю модуль червячного зацепления:

Округляю до ближайшего стандартного значения m=12,5 (см. [3], стр. 46, табл. 8.3)

Определяю диаметр делительных окружностей

Окончательно принимаю

Определяю угол подъёма витков червяка

Определяю окружную скорость на червяке

Проверка:

Так как изначально посчитанная незначительно больше проверенной , то оставляем принятый материал венца червячного колеса.

Уточняю КПД передачи по формуле

(см. [3], стр. 47, табл. 8,4)

Проверяю прочность по контактным напряжениям

- коэффициент расчетной нагрузки

- коэффициент динамической нагрузки при . Принимаю

- коэффициент концентрации нагрузки при постоянной внешней нагрузке.

Определяю отклонение



Отклонение допустимо.

Определяю геометрические параметры:

- диаметр вершин витков червяка

мм

- диаметр впадин витков червяка

мм

- длина нарезанной части червяка

мм

- диаметр впадин зубьев колеса

мм

- диаметр вершин зубьев колеса

мм

- диаметр колеса наибольший

мм

- ширина зубчатого венца

мм

Определяю силы, действующие на валы червячной передачи.

- окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Н

- окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Н

- радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Н

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)



(см. здесь п. 4.7)

Проверяю передачу на кратковременную пиковую нагрузку по зависимостям

; (см. здесь п. 4.6, п. 4.7)

Н?м

Н?м



6. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВСЕХ ВАЛОВ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Предварительный расчет тихоходного вала

Определяю диаметр выходного конца вала

,где - для тихоходных валов.

Принимаю

Принимаю ближайшее большее значение диаметра из стандартного ряда Ra20: d1=80мм.

По справочнику выбираю шпонку по d1=80мм

bxh=22x14; t1=9,0мм; t2=5,4мм (см. [8], стр. 302, табл. 11.7)

Определяю рабочую длину шпонки

Где [?]см=120МПа - для стальных ступиц

Определяю полную длину шпонки

Принимаю ближайшее большее стандартное значение длины шпонки:

Определяю длину ступицы

Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу

Условие выполняется

Определяю диаметр упорного бурта для ступицы

Где f=2,5мм (см. [2], стр. 9)

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=49,5мм; r1=4мм; r2=3мм (см. [1], стр. 410, приложение 25).

Определяю диаметр посадочного участка под ступицу червячного колеса

Принимаю d3=100мм.

Для участка d3 принимаю шпонку как и для участка d1

bxh=22x14; t1=9,0мм; t2=5,4мм (см. [8], стр. 302, табл. 11.7)

Определяю рабочую длину шпонки

Где [?]см=120МПа - для стальных ступиц

Определяю полную длину шпонки

Принимаю ближайшее большее стандартное значение длины шпонки:

Определяю длину ступицы

Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу

Условие выполняется

Шпонки принимаются с теми же параметрами из перечня номенклатуры детали.

Определяю диаметр упорного бурта ступицы червячного колеса

Где f=3мм (см. [2], стр. 9)

Предварительный расчет быстроходного вала

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

Выбираю шпонку по d1=40мм

bxh=12x8; t1=5,0мм; t2=3,3мм (см. [8], стр. 302, табл. 11.7)

Определяю рабочую длину шпонки

Где [?]см=120МПа - для стальных ступиц

Определяю полную длину шпонки

Принимаю ближайшее большее стандартное значение длины шпонки:

Определяю длину ступицы

Проверяю длину ступицы по условию её центрирования на валу

Условие не выполняется. Поэтому принимаю

Уточняю полную длину шпонки

Уточняю рабочую длину шпонки

Определяю диаметр упорного бурта для ступицы

Где f=1,6мм (см. [2], стр. 9)

Определяю диаметр посадочного участка под подшипник

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=29,5мм; r1=3мм; r2=1мм (см. [4], стр. 423, табл. 24.16).

Определяю диаметр упорного бурта для подшипников

Где f=1,2мм (см. [2], стр. 9)

7. 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

Смазка - пластичная

Режим работы - односменный (Ксут=0,3)

Принимаю цепь приводную роликовую ПР

Определяю передаточное отношение передачи

Определяю число зубьев малой ведущей звездочки

Рекомендуемый диапазон z1=30…27. Принимаю z1=28

Нахожу число зубьев большой звездочки

z2=z1?U=28?1,6=44,8=45

Уточняю U

Определяю допускаемое отклонение

Отклонение допустимо

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

Определяю шаг цепи

Где 12,8 - коэффициент для цепей ПР

Принимаю ближайшее большее стандартное значение

р=63,5мм=2,5дюйма (см. [8], стр. 280, табл. 10.1)

Выбираю цепь.

Беру: Цепь ПР-63,5-353,8 ГОСТ 13568-75

Параметры цепи: Ввн=38,1мм; d=19,84мм; d1=39,68мм; h=60,4мм; b=89мм; b1=48мм; Q=353800Н; q=16кг/м (см. [8], стр. 280, табл. 10.1)

Определяю скорость цепи

Где [v]=20м/с - предельно допустимая скорость цепи

Определяю диаметр делительных окружностей звездочек

Нахожу межосевое расстояние

Принимаю

Определяю число звеньев цепи

Определяю длину цепи

Определяю общее натяжение ведущей ветви цепи

Окружная сила:

Натяжение от центробежных сил:

Натяжение от провисания цепи:



где Кf=3 - коэффициент наклона передачи к горизонту при угле наклона 600

Тогда

Выполняю проверку выбранной цепи

Определяю коэффициент запаса прочности цепи

Где [S]=7,4 - нормативный коэффициент запаса прочности для приводных роликовых цепей типа ПРЛ и ПР (см. [8], стр. 284, табл. 10.2)

Проверяю пригодность цепи по среднему давлению в шарнирах

Где К=1,65 (см. здесь п. 8.5)

- площадь боковой поверхности валика ролика

d - диаметр валика

Где [P]=37МПа - предельно допустимое давление в шарнирах.

Проверяю пригодность цепи по числу ударов в секунду

Где

Определяю нагрузку на вал - консольная нагрузка

Где Кв=1,05 - коэффициент нагрузки вала при наклоне 400 к горизонту и спокойной нагрузке.

Определяю геометрические размеры недостающих элементов звездочек

Диаметр окружностей выступов

- ведущей:

- ведомой:

Диаметр окружностей впадин

Где

d1 - диаметр ролика (см. здесь, п. 8.7)

- ведущей:

- ведомой:

Диаметр проточки



- ведущей:

- ведомой:

Ширина зуба цепи однорядной

Ширина венца

Где n=1 - число рядов цепи

Радиус закругления зуба

Толщина обода

- ведущей:

- ведомой:

Толщина диска

- ведущей:

- ведомой:



Угол скоса принимаю рекомендуемый:

Фаска

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений:

Радиус закругления: r=2,5мм, так как р>35мм

Определяю диаметр ступицы

- ведущей:

Где dв1=d3=80мм

- ведомой:

Где [?]=28МПа - для тихоходного вала

Принимаю dв2=90мм

Диаметр звездочек больше 200мм, поэтому делаю их составными.

8. 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=80Н?м (см. [8], стр. 463, табл. 15.5):

[T]=250Н?м - 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

z=6 - число пальцев

С=5мм - зазор между полумуфтами

dп=16мм - диаметр пальца

lвт=28мм - длина резиновой втулки

Допускаемые напряжения резиновых при циклических нагрузках на сжатие [?]сж.max=1,0…1,5МПа. 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=(0,4…0,5)??Т=0,4?320=128МПа - предельно допустимое напряжение на изгиб

9. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР СМАЗКИ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Определяю количество теплоты, выделяющейся в передаче в секунду

Определяю количество теплоты, отводимой в секунду

Где К - коэффициент теплоотдачи (Вт/(м?с2))

К=8…17 - для помещений с вентиляцией.

Принимаю К=17

t1 - температура масла 0С. Для обычных редукторных масел t1 =60…700С, наибольшая t1 =85…900С

t0 =200С - температура окружающей среды

А=А0+kp?Ap - площадь поверхности охлаждения

Где А0=1,378м2 - площадь поверхности корпуса, определяется конструктивно.

kp=0,5 - коэффициент ребер корпуса при горизонтальных ребрах

Ар=0,598м2 - площадь поверхности наружных ребер корпуса, определяется конструктивно.

А=1,378+0,5?0,598=1,677м2

Тогда

- условие не выполняется

Применяю искусственное охлаждение обдуванием воздухом. Тогда К=20…28.

Принимаю К=28

Определяю количество теплоты, отводимое в секунду

- условие выполняется

Выбираю смазку для смазывания червячной передачи

Принимаю масло И-Т-С-320 с кинематической вязкостью 20мм2/с, так как оно предназначено для тяжелонагруженных узлов и имеет антикоррозионные и противоизносные присадки.

Рассчитываю объём масла, необходимого для смазывания передачи

электродвигатель редуктор червячный вращение

10. РАСЧЕТ ЗАЗОРОВ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ И ТОЛЩИН ФЛАНЦЕВ И СТЕНКИ КОРПУСА

Назначаю зазоры между деталями, необходимые для того, чтобы при работе, движущиеся детали не задевали друг друга и стенки корпуса.

- толщина стенки основного корпуса редуктора.

мм

мм, принимаю мм

а - зазор между внутренними стенками корпуса и поверхности вращающихся деталей (торцами ступиц).



мм

т - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и внутренним торцом подшипника.

мм, принимаю мм

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.

мм

- толщина фланца крышки подшипника.

Для крышек быстроходного вала:

мм

Где ?к - толщина стенки крышки (см. [4], стр. 148)

Принимаю мм

Для крышек тихоходного вала:

мм

Где ?к - толщина стенки крышки (см. [4], стр. 148)

Принимаю мм

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=636,5мм - общая длина быстроходного вала

l1=l9=44мм- участки выходных концов вала под ступицы.

l2=43,5мм -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.

L=414мм

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.



11. 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.

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

мм

мм

мм

Определяю консольную нагрузку

Где Н

ТМ - момент, передаваемый муфтой

D - диаметр окружности центров пальцев МУВП

Н

Определяю реакции опор RA и RB

Сила :

Н

Н

Сила :



Н

Н

Сила :

Н

Н

Сила :

Н

Н

Определяю полные реакции опор

Полная реакция опоры А:

Н

Полная реакция опоры В:



Н

Расчет подшипников для быстроходного вала подобранных раньше №7310 и №310, для которых:

- №7310: C=100,0кН; C0=75,5кН.

-№310: C=61,8кН; C0=36,0кН.

Определяю величину соотношения

V-коэффициент вращения. При вращающимся внутреннем кольце V=1

е=0,31 (см. [8], стр. 360, табл. 12.26)

Определяю приведенную нагрузку на подшипник, используя зависимость

,

Где X=0,4; V=1; Y=0,4ctg?=1,88 (см. [8], стр. 360, табл. 12.26)

- коэффициент безопасности, учитывающий внешние динамические нагрузки.

Принимаю

- температурный коэффициент, принимаемый равным 1, т.к. температура менее100°C.

Определяю осевые составляющие от радиальных реакций опор



Рис. 2. Схема действия осевых составляющих сил на опоры

Н

Н

Где

Для определения осевых реакций опор необходимы условия:

Принимаю ,

тогда

Условие выполняется.

Н

Определяю долговечность подшипника №7310 в миллионах оборотов

Так как в одной опоре имеется два радиально-упорных подшипника, то формула выглядит следующим образом



млн. об.

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.

Определяю величины изгибающих моментов

- в опоре В:

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :



Н·мм

- в опоре А:

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Сечение В:

Н·мм

Н·мм

Н·мм

Эпюры строю в соответствии с правилами, по одну сторону от опасного сечения В (см. здесь, приложение 2).

Масштаб построения:1мм=50000Н·мм

Определяю суммарный изгибающий момент

Н·мм

По эпюрам нахожу опасное сечение, для которого нахожу эквивалентный момент

Н·мм

Расчет на статическую прочность.

Определяю коэффициент перегрузки Кп. За коэффициент перегрузки вала принимаю соотношение для двигателя данного привода.

Определяю эквивалентное напряжение

Определяю коэффициент запаса прочности по текучести

- предел текучести материала вала.

(см. [2], стр. 5, табл. 1.1)

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.

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)

- масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала (см. [8], стр. 301, табл. 11.6)

К?=2,2; К?=1,66 - 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)

??=0,15; ??=0,1 - 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

; ?m=0МПа

Тогда

;

;

Условие выполняется. Расчет быстроходного вала закончен.

12. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО 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.

Рис. 3. Кинематическая схема тихоходного вала

Силы и моменты принимаю также за сосредоточенные нагрузки, приложенные на середине длины воспринимающих их элементов.

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

мм

мм

мм

Определяю консольную нагрузку

- для звездочки цепной передачи

Где Н - окружная сила звездочки цепной передачи

- коэффициент, зависящий от положения передачи

Н

Определяю реакции опор RA и RB

Сила :

Н

Н



Сила :

Н

Н

Сила :

Н

Н

Сила :

Н

Н

Определяю полные реакции опор

Полная реакция опоры А:

Н

Полная реакция опоры В:

Н

Расчет подшипников для тихоходного вала подобранных раньше №7319, для которых:

C=341,0кН; C0=265,0кН.

Определяю величину соотношения

V-коэффициент вращения. При вращающимся внутреннем кольце V=1

е=0,32 (см. [8], стр. 360, табл. 12.26)

Определяю приведенную нагрузку на подшипник, используя зависимость

,

Где X=0,4; V=1; Y=0,4ctg?=1,88 (см. [8], стр. 360, табл. 12.26)

- коэффициент безопасности, учитывающий внешние динамические нагрузки.

Принимаю

- температурный коэффициент, принимаемый равным 1, т.к. температура менее100°C.

Определяю осевые составляющие от радиальных реакций опор



Рис. 4. Схема действия осевых составляющих сил на опоры

Н

Н

Где

Для определения осевых реакций опор необходимы условия:

Принимаю ,

тогда

Условие не выполняется.

Принимаю , тогда

Н

Определяю долговечность подшипника №7319 в миллионах оборотов

млн. об.

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.

Определяю величины изгибающих моментов

- в опоре В:

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм



Момент от силы :

Н·мм

- в опоре А:

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Момент от силы :

Н·мм

Сечение В:

Н·мм

Н·мм

Н·мм

Эпюры строю в соответствии с правилами, по одну сторону от опасного сечения В (см. здесь, приложение 3).

Масштаб построения:1мм=50000Н·мм

Определяю суммарный изгибающий момент

Н·мм

По эпюрам нахожу опасное сечение, для которого нахожу эквивалентный момент

Н·мм

Расчет на статическую прочность.

Определяю коэффициент перегрузки Кп. За коэффициент перегрузки вала принимаю соотношение для двигателя данного привода.

Определяю эквивалентное напряжение

Определяю коэффициент запаса прочности по текучести

- предел текучести материала вала.

(см. [2], стр. 5, табл. 1.1)

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.

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=350МПа, ?-1=210МПа - пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом (см. [2], стр. 5, табл. 1.1)

- масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала (см. [8], стр. 301, табл. 11.6)

К?=2,02; К?=1,55 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно (см. [8], стр. 299, табл. 11.3)

?=2,6 - коэффициент упрочнения, учитывающий влияние состояния поверхности и вводимый для валов с поверхностным упрочнением (см. [2], стр. 32, табл. 2.4)

??=0,1; ??=0 - 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

; ?m=0МПа

Тогда

;

;

Условие выполняется. Расчет быстроходного вала закончен.

13 РАСЧЕТ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Определяю толщину стенки нижней части корпуса.

мм

Принимаю мм

Определяю толщину стенки крышки корпуса.

мм

Принимаю мм

В местах расположения обработанных приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

мм

Определяю диаметр болтов соединения крышки с корпусом.



мм

Принимаю мм

Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.

Определяю диаметр и толщину лапы фундаментных болтов.

мм

Принимаю мм

мм

Диаметр болтов у прижимных крышек подшипников определяю по зависимости от диаметра подшипника (см. [4], стр. 148).

- быстроходного вала: мм

- тихоходного вала: мм

Определяю диаметр болтов, крепящих крышку смотровую.

мм

Принимаем болт М8.

Определяю диаметр цилиндрических штифтов.

мм



Принимаю мм

Определяю зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращающихся деталей.

мм

Принимаю мм

Определяю расстояние между внутренней стенкой редуктора и внутренним торцом подшипника.

мм

Определяю толщину верхнего пояса корпуса.

мм

Определяю толщину пояса крышки корпуса.

мм

Определяю толщину нижнего пояса корпуса под основание.

мм

Определяю ширину фланца крышки и корпуса.

мм



Определяю расстояние от края фланца до центра отверстия

мм

Определяю диаметр площадки под шайбу

мм

Определяю длину гнезда под подшипник.

Длина гнезда определяется конструктивно и равна мм

ЛИТЕРАТУРА

1. Детали машин и основы конструирования/ Под ред. М.Н. Ерохина. - М.: КолосС, 2005. - 462 с.

2. Дриз Ю.Б. Методическое указание к курсовому проектированию по деталям машин. Часть 3, переработанная. Расчет валов редукторов на прочность. Методическое пособие - УГСХА 2000.

3. 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.

4. 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.

5. 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.

6. Решетов Д.Н. Детали машин: учебник для вузов - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989 - 496с.

7. Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие. - М.: Высш. шк., 2007. 455 с.

8. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru