Привод к скребковому конвееру

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора

Список литературы

Введение

Цель проекта – проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер – транспортирующие устройство для перемещения грузов.

Привод к скребковому конвейеру

1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Таблица 1 – Исходные данные

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу привода

Р₄ = F_tυ (1.1)

Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт

Общий КПД привода

η=η₁·η₂·η₃·η₄³ (1.2)

где, η₁ = 0,97 – КПД ременной передачи;

η₂ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

η₃ = 0,98 – КПД муфты;

η₄ = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно

η = 0,97·0,98·0,98·0,99³ = 0,904

Требуемая мощность электродвигателя

Р_дв^тр =Р₄/η (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт

По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

Частота вращения выходного вала привода

n₄=60·10³·υ/Р·z (1.4)

n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1

Общее передаточное число привода

u= n₁ / n₄ (1.5)

где n₁ = n _дв = 950 мин^-1

u =950/64,28=14,78

Передаточные числа двух степеней привода

Так как u= u₁ · u₂ ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u₂=4, получим передаточное число ременной передачи

u₁ = u/ u₂ (1.6)

u₁= 14,78 /4 = 3,69

Частота вращения валов привода

n₁= 950 мин^-1 ; (1.7)

n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1 ;

n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

n₄= n₃ =64,28 мин^-1

Угловая скорость вращения валов привода

ω₁=π n₁/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)

ω₂= ω₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

ω₃= ω₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

ω₄= ω₃=6,73 рад/с

Проверка: ω₄= π n₄/30=π·64,28/30=6,73 рад/с

Мощность на валах привода

Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

Р₂= Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р₃= Р₂ · η₂· η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р₄= Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт

Вращающие моменты на валах привода

Т = 9550Р/n (1.9)

Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т₄= Т₁·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм

Результаты расчетов сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

2. Расчет механических передач

Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом

Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса – 260 НВ₂. При этом НВ₁ –НВ₂=280-250=40 – условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения

σ_НР =σ_НО·z_Н·0,9/S_Н (2.1)

где σ_но – предел контактной выносливости;

σ_НО=2НВ+70 (2.2)

σ_НО1=2НВ₁+70=2·280+70=630 МПа;

σ_НО2=2НВ₂+70=2·250+70=570 МПа;

z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S_Н=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]

σ_НР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

σ_НР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

σ_НР=0,45(σ_нр1+ σ_нр2)≥ σ_нрmin (2.3)

σ_НР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется

Принимаем σ_НР=466 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

σ_FР=σ_FО ·Υ_N/ S_F(2.4)

где σ_FО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений

σ_FО=1,8НВ (2.5)

σ_FО1= 1,8НВ₁=1,8·280=504 МПа;

σ_FО2= 1,8НВ₂=1,8·250=450 МПа;

Υ_N=1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

S_F=1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

σ_FР1=504·1/1,75=288 МПа;

σ_FР2 =450·1/1,75=257 Мпа

Расчетные коэффициенты

Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]

Межосевое расстояние передачи

(2.6)

Принимаем стандартное значение α_W=140 мм [3; с.171]

Ширина зубчатого венца

b₂= Ψ_ba· α_W(2.7)

b₂=0,4·140=56 мм

Нормальный модуль зубьев

m_n= (0,01…0,02) α_W(2.8)

m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм

Принимаем стандартное значение m_n= 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный угол наклона зубьев β_min=25º и определяем суммарное число зубьев

z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n (2.9)

z_∑ = (2·140· cos25º)2=126,2

Принимаем z_∑ = 126

Фактический угол наклона зубьев

cosβ= m_nz_∑/2 α_W(2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´

Число зубьев шестерни и колеса

z₁= z_∑/(u+1) (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_∑ - z₁

z₂=126-25=101

Фактическое передаточное число

u_ф= z₂/ z₁ (2.12)

u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%

Основные геометрические размеры передачи

d= m_nz/ cosβ (2.13)

d₁=2·25/cos25º49´=56мм;

d₂=2·68/ cos25º49´=224мм

Уточняем межосевое расстояние

α_W=( d₁ + d₂ )/2 =140 мм (2.14)

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а=d + 2 m_n (2.15)

d_а1=56+2·2=60мм;

d_а2=224+2·2=228мм

Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм

α=14 m_n (2.16)

α=14·2=28 мм

b´=b+α=56+28=89 мм

Окружная скорость колес и степень точности передачи

υ=π· d₁· n₁/60 (2.17)

υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с

по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности

Силы в зацеплении

F_t=2T₂/d₂ – окружная (2.18)

F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20º/cosβ – радиальная (2.19)

F_r=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н

Уточняем значение коэффициентов

Ψ_d=b₂/d₁ (2.20)

Ψ_d=56/56=1

При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

Принимаем коэффициенты

К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

Расчетное контактное напряжение

σ_н=266/ α_Wu_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³ (2.21)

σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо

Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

Эквивалентное число зубьев шестерни

z_V1= z₁/ cos³β (2.22)

z_V1=25/ cos ³25º49´=34,5

z_V= 101/ cos ³25º49´=138,5

Коэффициент формы зуба

Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185]

Принимаем коэффициенты

К_FB=1,3

K_Fυ=1,2 K_Fα=0,91

Υ_В =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]

Расчетное напряжение изгиба

σ_F2= Υ_F1 Υ_ВF_t/ b₂ m_nK_FαK_FυК_FB (2.24)

σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)

σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа

Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм

Расчет клиноременной передачи

Выбор типа сечения ремня

По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

Определяем диаметра ведомого шкива d₂

d₂= d₁u( 1-ε ) (2.26)

где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]

d₁=100 мм [1;с.89]

d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм

Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое передаточное число u_ф

u_ф= d₂/ d₁( 1-ε ) (2.27)

u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%

Определяем межосевое расстояние α, мм

α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H) (2.28)

где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]

α≥0,55(100+355)+8=258,25

Определяем расчетную длину ремня L_Р

L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм

Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния

α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²] (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

α₁ = 180º - 57º (d₂ – d₁₎/α (2.31)

α₁ = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º

Определяем частоту пробегов ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1 (2.32)

Определяем скорость ремня υ,м/с

υ=πd₁n₁/60·10³ (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с

Определяем допускаемую мощность

Р=Р_оС_РС_αС₁Сz (2.34)

где, Р_о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l[1;с.82]

Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт

Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт

Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня

F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р (2.36)

F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н

Определяем окружную силу

F_t= Р_ном10³/υ

F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н (2.37)

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей

F₁= F_o+ F_t/2z (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н

Определяем силу давления ремней на вал

F_on=2 F_oz·sin α₁/2 (2.39)

F_on=2·109·4· sin127º/2=780 Н

Результаты расчета сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал

(3.1)

=27,4 мм

где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm= 30 МПа

Принимаем диаметр выходного конца вала d_в1=30 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_п1=35 мм

Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала

вал ведомый

где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm= 30 МПа

Принимаем d_в2=40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_в2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо d_к2=50 мм

Диаметр буртика d₂=55 мм

Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

электродвигатель шпонка подшипник вал

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм

Диаметр ступицы

d_ст=1,6 d_к2

d_ст=1,6·50=80 мм

Длина ступицы

L_ст=(1,2…1,5) d_к2

L_ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)

Принимаем L_ст=70 мм

Толщина обода

δ=(2,5…4) m_n (3.3)

δ=(2,5…4)2=5…8 мм

Принимаем δ=8 мм

Толщина диска (3.4)

С=0,3 b₂

С=0,3·56=16,8

Принимаем С=18 мм

4. Эскизная компоновка

Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии – оси валов на расстоянии α_W=140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии.

Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σ_в≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени.

Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78

Вал ведущий, d=30 мм

Расчетная длина шпонки

Принимаем L=30 мм

Напряжение смятия

Вал ведомый

Для ступени вала под колеса при

Принимаем L=55 мм

Напряжение смятия

Для ступени вала под муфту при

Принимаем L=60 мм

6. Расчёт элементов корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки

δ=0,025 а+1 (6.1)

δ=0,025·140+1=2,5 мм

Принимаем δ=8мм

δ₁=0,02 а+1

δ₁=0,02·140+1=3,8 мм (6.2)

Принимаем δ₁=8мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки для верхнего пояса

L₁=1,5 δ₁ (6.3)

L₁=1,5·8=12мм

Для нижнего пояса крышки

L=1,5 δ (6.4)

L=1,5·8=12мм

р=2,35 δ (6.5)

р=2,35·8=19мм

принимаем р=20мм

Толщина ребер основания корпуса

m=(0,85…1) δ (6.6)

m=(0,85…1) 8=6,8…8

принимаем m=7мм

Диаметр болтов фундаментных

d₁=(0,03…0,036) а+12 (6.7)

d₁=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм

Принимаем болты с резьбой М16

Крепящую крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,07…0,75) d₁ (6.8)

d₂=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм

Принимаем болты с резьбой М12

Соединяющие крышку с корпусом

d₃=(0,5…0,6) d₁ (6.9)

d₃=(0,5…0,6) 16=8…9,6

Принимаем болты с резьбой М8

Размер определяющей положение болтов d₂

е=(1…1,2) d₂ (6.10)

е=(1…1,2) 12=12…14,4

q≥0,5 d₂+ d₃ (6.11)

q≥0,5·12+8=14

7. Подбор и расчёт муфты

Выбираем муфту по ГОСТ 20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой

Таблица 6 – Параметры муфты, мм

=2Т₃/(πD₁² δ)≤ τ_adm=0,5 МПа(7.1)

D₁=0,75 D(7.2)

D₁=0,75 ·280=210мм(7.3)

δ=0,05·D=0,05·280=14мм

=2·321,7·10³/(3,14·210²·14)0,33 МПа≤τ_adm=0,5МПа

8. Расчетные схемы валов

Рисунок 3 – Схема нагружения валов

Вал ведущий

Исходные данные:

Т₂=82,9 Нм;

F_t1=2872 Н;

F_r1=1158 Н;

F_n1=780 H;

Рисунок 4 – Расчётная схема ведущего вала

Вертикальная плоскость

Реакция опор

∑М_А=0; -F_n1·0,031+ F_r1·0,054-R_BY·0,108 =0;

∑М_В=0; -F_n1·0,139-F_r1·0,054+R_АY·0,108 =0;

Проверка:

∑F_i=-F_n1+R_АY-F_r1+R_BY=-780+355-1158+1583=0

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру М_х

Горизонтальная плоскость

Реакции опор

R_АХ = R_ВХ =F_t1/2=2872/2=1436 Н

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру М_у

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала по формуле

(8.1)

Крутящий момент

Т=Т₂=82,9 Нм

Вал ведомый

Исходные данные

Т₃= 321,7Нм;

F_t2= F_t1=2872 Н;

F_r2= F_r1=1158 Н;

Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала

Вертикальная плоскость

R_DY= R_CY=F_r2/2=1158/2=579

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру М_у

Горизонтальная плоскость

Проверка:

Изгибающие моменты в сечениях вала

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала

Крутящий момент

Т=Т₃=321,7 Нм

9. Подбор подшипников качения

Вал ведущий

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, С_r=20,1 кН; С_оr=13,9кН

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения

(9.1)

Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,34 - коэффициент осевого нагружения;

V=1 – коэффициент вращения

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

(9.2)

(9.3)

(9.4)

Определяем эквивалентную нагрузку

(9.5)

(9.6)

где - температурный коэффициент

- коэффициент безопасности

Определяем динамическую грузоподъемность

, (9.7)

где ,рад/с- угловая скорость на валу;

,ч- расчетная долговечность

,

Подшипник пригоден

Расчетная долговечность

Вал ведущий

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, С_r=2571 кН; С_оr=18,9кН

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения

Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,3 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,33 - коэффициент осевого нагружения;

V=1 – коэффициент вращения

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

Определяем эквивалентную нагрузку

где - температурный коэффициент

- коэффициент безопасности

Определяем динамическую грузоподъемность

,

где ,рад/с- угловая скорость на валу;

,ч- расчетная долговечность

,

Подшипник пригоден

Расчетная долговечность

10. Проверочный расчет валов на выносливость

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента Sзапаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:

(10.1)

где S_σ и S_τ– коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением, определяемые по зависимостям

(10.2)

Здесь и – амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла ; и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения –по отнулевому циклу : и

Тогда

(10.3)

Напряжение в опасных сечениях вычисляют по формулам

(10.4)

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; М_к – крутящий момент ( М_к = Т), Н·м; W и W_к – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм³

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

(10.5)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]); и - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения и вычисляют по зависимостям:

(10.6)

, (10.7)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); и - коэффициенты влияния качества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);

Коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

, (10.8)

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).

Вал ведомый. Сечение 2-2 – место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45

Напряжение в опасном сечениях

Пределы выносливости в рассматриваемом сечении

,

где

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

11. Выбор типа смазывания

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88 дм³

По таблице 10.21 [ 1.,с.255] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_НР=466 МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 34· 10^-6 м²/с. По таблице 10.21 [1.,с.255] принимаем сорт масла И-Г-А 32

(индустриальное- для гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17479.4-87).

Определение уровня масла.При окунании В масляную ванну колеса

m<h_m<0,25d₂ (11.1)

2< h_m<0,25·224=56 мм

Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.

12. Выбор посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ]

Посадка зубчатого колеса на вал

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца

13. Технико-экономическое обоснование конструкции

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т₃, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную массу γ = m/Т₃ .

Определение массы редуктора

m=φ ρ V·10 ^-9 (13.1)

где φ=0,41– коэффициент заполнения ; [ 1,с.277]

ρ=7,4·10 ³ кг/м ³ - плотность чугуна;

V – условный объём редуктора

m=0,41·7,4·10 ³·280·180·250·10 ^-9=38,2 кг

Критерий технического уровня

γ = m/Т₃ (13.2)

γ =38,2/321,7=0,11

Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически неоправданно.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград, 1999

2. П.Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001

3. М.И. Фролов, «Техническая механика. Детали машин», Москва , «Высшая школа» 1990

4. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»,Москва,машиностроение,1997

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин. Курсовое проектирование»Москва , «Высшая школа» 1984