Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь
Учреждение образования
«ГРОДНЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра технической механики и материаловедения
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА
(Схема 38. Вариант 3)
Курсовой проект
по дисциплине «Прикладная механика»
Специальность 1-49 01 02 Технология хранения и переработки животного сырья
Специализация 1-49 01 01 02 Технология мяса и мясных продуктов
|
Руководитель проекта ассистент кафедры _____________ __________ 20 |
Выполнил студент _____________ __________ 20 |
Введение
Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.
Задачей проекта является разработка привода ленточного конвейера.
Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого редуктора. Вращательное движение от электродвигателя редуктору передается упругой втулочно-пальцевой муфтой, от редуктора к конвейеру – посредством открытой цепной передачи.
Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.
Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.
В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.
Содержание
Введение
Список использованных информационных источников
Для расчета параметров приводной станции к ленточному конвейеру используем следующие исходные данные:
Кинематическая схема привода показана на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема приводной станции.
В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока серии 4а.
Мощность привода [с. 41 (1)]:
где F = 3,0 кН - тяговая сила ленты,
- скорость подъема
(кВт)
Для определения общего КПД привода используем формулу:
где ηз.п., ηо.п., ηм, ηп.к. – коэфициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты и подшипников качения.
Значения КПД передач и подшипников выбираем из таблицы 2.2 и примечания к ней [с. 42, (1)].
Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт [с. 42, (1)]:
(кВт)
Значение номинальной мощности выбираем из таблицы 2.1 [с. 41, (1)] по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Рдв:
Для расчета рассмотрим двигатели с различными синхронными частотами вращения: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Значения номинальных частот вращения принимаем из таблицы К9 [с.406(1)] и сведем в таблицу.
Таблица 1.1. Синхронные и номинальные частоты вращения двигателей.
|
Двигатель |
Синхронная частота, об/мин |
Номинальная частота, об/мин |
|
4АМ90L2УЗ |
3000 |
2840 |
|
4АМ100S4УЗ |
1500 |
1435 |
|
4АМ112MA6УЗ |
1000 |
955 |
|
4АМ112MB8УЗ |
750 |
700 |
Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабо чей машины nрм при номинальной нагрузке и равно произведению переда точных чисел закрытой изп и открытой иоп передач:
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм,
об/мин [с. 43 (1)]. Для ленточных конвейеров:
где v - скорость конвейера, м/с;
D – диаметр барабана, мм.
Определяем передаточное число привода для всех рассматриваемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном:
За номинальную частоту вращения двигателя nном принимаем соответ ствующие значения из таблицы 1.1.
Выбираем промежутки передаточных чисел для передач привода (таб лица 2.3, с. 45, [1]):
При этом передаточное число привода будет составлять:
Найденному диапазону для передаточного числа привода соответству ют 2 из 4 выбранных электродвигателей с частотами вращения 1000 и 750 об/мин.
Воспользуемся одним из способов разбивки передаточного числа u - принимаем и оставляем постоянным передаточное число редуктора (закры той передачи) uз.п. = 4, изменяя передаточное число открытой передачи uо.п.:
Согласно таблице 2.3 (c. 45[1]) оптимальные значения . Исходя из этого, выбираем электродвигатель 4АМ112МА6У3 с синхронной частотой вращения n = 750 об/мин, номиналь ной частотой вращения nном = 700 об/мин и номинальной мощностью P = 3кВт.
.
;
Полученные данные занесем в таблицу.
Таблица 1.2. Силовые и кинематические характеристики привода.
|
Двигатель 4АМ112МА6У3: nном = 700 об/мин; Рном = 3 кВт |
|||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
||||
|
за- кры тая |
откры тая |
двига теля |
редуктора |
привода рабочей машины |
|||
|
быстро ходный |
тихо ход- ный |
||||||
|
Передаточ ное число u |
4 |
3,5 |
Расчётная мощ ность двигателя P, кВт |
2,74 |
2,658 |
2,552 |
2,3496 |
|
Угловая ско- рость |
73,27 |
73,27 |
18,32 |
5,234 |
|||
|
КПД |
0,97 |
0,93 |
Частота враще- ния n, об/мин |
700 |
700 |
175 |
50 |
|
Вращающий момент |
37,259 |
36,148 |
138,85 |
447,437 |
Основным критерием работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Необходимая долговечность обеспечивается за счет ограничения давления в шарнирах. При этом должно соблюдаться условие:
Проектный расчет передачи приводной роликовой цепью.
Определим ориентировочное значение шага цепи p, исходя из допускаемого давления в шарнирах по формуле (с. 92 [1]):
где - крутящий момент на ведущем валу передачи, Н·м. По расчету Т1 = 138,85 Н·м;
– коэффициент эксплуатации, который определяется по формуле [с.92 (1)]:
где – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки. При спокойной нагрузке принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];
- коэффициент, учитывающий способ смазки. При периодической смазке принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];
– коэффициент, учитывающий положение передачи. При наклоне линии центров звездочек к горизонту принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];
– коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния. Для передачи без регулировки принимаем [табл. 5.7. c 93 (1)];
– коэффициент, учитывающий режим работы. При односменном режиме принимаем [табл. 5.7. c. 93 (1)];
При подстановке численных значений получим:
v – число рядов цепи, для однорядных цепей типа ПР v=1.
– число зубьев ведущей звездочки, которое определяется по формуле [с. 94(1)]:
где u – передаточное число цепной передачи, [табл.1 глава 1]
При подстановке численных значений получим:
Поскольку значение должно быть нечетным, то принимаем ;
– допускаемое напряжение а шарнирах цепи, . Ориентировочно принимаем [с. 94 (1)].
При подстановке численных значений получим:
Полученное значение шага цепи корректируем в соответствии со стандартными значениями. На основании этого принимаем шаг цепи . По табл. К32 [1] принимаем однорядную приводную роликовую цепь имеющую следующее обозначение:
ПР – 25,4 –6000 ГОСТ 13568-75.
Определим число зубьев ведомой звездочки по формуле [с. 94 (1)]:
Для обеспечения равномерного изнашивания зубьев [с. 94 (1)] принимаем .
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного u [с. 94 (1)]:
Определим ориентировочно оптимальное межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:
Принимаем
Определим число звеньев цепи по формуле [с. 95 (1)]:
С учетом округления получим .
Уточним межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:
Определим фактической межосевое расстояние a, мм [с. 95 (1)]:
Тогда монтажное межосевое расстояние [с. 95 (1)]:
Определим длину цепи [с. 95 (1)]:
Определим диаметры звездочек [с. 95 (1)]:
Диаметр делительной окружности:
Диаметр окружности выступов определяем по формуле [с. 95 (1)]:
где – коэффициент высоты зуба;
- коэффициент числа зубьев [с. 95 (1)]:
– для ведущей звездочки;
– для ведомой звездочки;
- геометрическая характеристика зацепления, – диаметр ролика шарнира цепи. Согласно таблице К32 [1] При подстановке численных значений получим:
При подстановке численных значений получим:
;
Определим диаметр окружности впадин [с. 95 (1)]:
Проверим частоту вращения меньшей звездочки [с. 96 (1)]. Допускаемая частота вращения:
;
– условие выполняется.
Проверим число ударов цепи о зубья звездочек. Для этого определим [с. 96 (1)]:
– условие выполняется.
Определим фактическую скорость цепи (с. 96 [1]):
Определим окружную силу, передаваемую цепью, Н [с. 96 (1)]:
где – мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора) (см. табл. 1.2. гл.1), кВт.
При подстановке численных значений получим:
Проверим давление в шарнирах цепи [с. 96 (1)]:
где - коэффициент эксплуатации (см. п. 2.1.)
– площадь проекции опорной площади шарнира, [с. 96 (1)]:
где – соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм. По табл. К32 [1] принимаем При подстановке численных значений получим:
;
Уточним допускаемое давление в шарнирах цепи [табл. 5.8. с.94 (1)]. Принимаем .
– условие выполняется.
Проверим прочность цепи. Для этого определим расчетный коэффициент запаса прочности по формуле [с. 97 (1)]:
где – разрушающая нагрузка цепи, Н. По табл. К32 [1] принимаем ;
– окружная сила, передаваемая цепью, Н (см. п. 2.3.);
– коэффициент, учитывающий характер нагрузки. При спокойной нагрузке принимаем [табл. 5.7. c. 93 (1)];
– предварительное натяжение цепи от провисания её ведомой ветви, Н [с. 97 (1)].
где – коэффициент провисания. Для передач, имеющих угол наклона к горизонту до принимаем ;
– масса 1 м цепи, . По табл. К32 [1] принимаем ;
– межосевое расстояние, м. (см. п. 2.1.);
– ускорение свободного падения, , .
При подстановке численных значений получим:
– натяжение цепи от центробежных сил, Н [с. 97 (1)]:
При подстановке численных значений получим:
Определим допускаемый коэффициент запаса прочности . По табл. 5.9. с. 97 [1] принимаем Тогда:
– условие выполняется.
Определим силу давления цепи на вал по формуле [с. 97 (1)]:
где – коэффициент нагрузки вала. По табл. 5.7. с. 93 [1] принимаем .
При подстановке численных значений получим:
Полученные данные занесем в таблицу.
Таблица 1.3. Параметры цепной передачи, мм.
|
Проектный расчет |
|||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Тип цепи |
ПР – 25,4 –6000 ГОСТ 13568-75. |
Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой |
158,54 665,06 |
|
Шаг цепи p |
25,4 |
Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей ведомой |
200,12 669,88 |
|
Межосевое расстояние a |
1014,22 |
Диаметр окружности впадин звездочки: ведущей ведомой |
181,01 661,65 |
|
Длина цепи l |
3403,6 |
||
|
Число звеньев |
134 |
||
|
Число зубьев звездочки: ведущей ведомой |
23 81 |
||
|
Сила давления цепи на вал |
1654,4 |
|
Проверочный расчет |
|||
|
Параметр |
Допускаемое значение |
Расчетное значение |
Примечание |
|
Частота вращения ведущей звездочки об/мин |
1590,55 |
175 |
условие выполняется |
|
Число ударов цепи U |
20 |
2 |
условие выполняется |
|
Коэффициент запаса прочности S |
8,3 |
13,08 |
условие выполняется |
|
Давление в шарнирах цепи |
30 |
22,37 |
условие выполняется |
Для шестерни и колеса выберем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 3.1., 3.2. с 52, 53 [1] принимаем: для шестерни сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость ; для колеса - сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса [с. 55 (1)]:
; ;
где – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Для выбранных материалов при (прим. с. 54 [1]) принимаем по таблице 3.3. [1] ;
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы [с. 55 (1)],
;
где – угловая скорость соответствующего вала, (см. табл. 1.2.);
- срок службы привода, ч [с. 39 (1)]:
;
где – срок службы привода (см. тех. зад.). Принимаем ;
– продолжительность смены, ч (см. тех. зад.), принимаем ;
– число смен;
Из значения вычтем 10% на ремонт, профилактические мероприятия, нерабочие дни.
При подстановке численных значений получим:
;
При подстановке численных значений получим:
Поскольку , , то , , что соответствует значениям для нормализованных колес (с. 55 [1]).
Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу контактной выносливости и по табл. 3.1. [1]:
.
Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса (с. 55 [1]):
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса [с. 56 (1)]:
где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости [с. 56 (1)];
N – число циклов перемены напряжений (см. п. 3.2.).
Поскольку , , то , , что соответствует значениям при твердости .
Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений и по табл. 3.1. [1]:
/
В итоге допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса принимают значения (с. 56 [1]):
Определим межосевое расстояние , мм (с. 61 [1]):
где – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 61 (1)];
– коэффициент ширины колеса. Принимается в интервале для цилиндрического одноступенчатого редуктора [с. 61 (1)]; Принимаем ;
– передаточное число редуктора (см. табл. 1.2.);
– вращающий момент на тихоходном валу, (см. табл. 1.2.);
- допускаемое контактное напряжение колеса, (см. п. 3.1.);
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев [с. 61 (1)].
При подстановке численных значений получим:
В соответствии с таблицей 13.15 [1] принимаем мм.
Определим модуль зацепления (с. 62 [1]):
где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 62 (1)];
– делительный диаметр колеса (с. 62 [1]):
– ширина венца колеса (с. 62 [1]):
- допускаемое напряжение изгиба материала, (см. п. 3.3.);
При подстановке численных значений получим:
В соответствии с рекомендациями с. 62 [1] принимаем
Определим угол наклона зубьев [с. 62 (1)]:
Принимаем , так как
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса [с. 62 (1)]:
Уточним действительную величину угла наклона зубьев [с. 62 (1)]:
Определим число зубьев шестерни [с. 63 (1)]:
В соответствии с рекомендациями с. 63 [1] принимаем
Число зубьев колеса (с. 63 [1]):
Определим фактическое передаточное число передачи и проверим отклонение от заданного [с. 63 (1)]:
; - условие выполняется.
Определим фактическое межосевое расстояние [с. 63 (1)]:
Определим основные геометрические параметры передачи [с. 63 (1)]:
Делительный диаметр:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
Ширина зубчатого венца
Проверим межосевое расстояние [с. 63 (1)]:
Проверим годность заготовок колёс [табл. 3.2. с. 53 (1)]. Для выбранного материала размеры заготовок не ограничены.
Проверим контактные напряжения [с. 64 (1)]:
где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач (с. 64 [1]);
– окружная сила в зацеплении, Н [с. 64 (1)]:
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При окружной скорости [с. 64 (1)], которая соответствует 9 классу точности [табл. 4.2. (1)] по графику на рис. 4.2. [1] принимаем ;
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (см. п. 3.4.);
– коэффициент динамической нагрузки, в соответствии с табл. 4.3. [1] принимаем .
При подстановке численных значений получим:
– условие выполняется.
При этом фактическая недогрузка составит (прим. с. 65 [1]):
Необходимые рекомендации соблюдены.
Проверим напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса [с. 65 (1)]:
где m – модуль зацепления (см. п. 3.4.);
– ширина зубчатого венца (см. п. 3.4.);
– окружная сила в зацеплении (см. п. 3.5.);
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем [с. 66 (1)];
- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев [с. 66 (1)];
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи. По таблице 4.3. [1] принимаем ;
и – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для значений эквивалентного числа зубьев шестерни [с. 66 (1)].
и колеса [с. 66 (1)]:
принимаем по таблице 4.4. [1] и ;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба [с. 66 (1)]:
и – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса (см. п. 3.3.):
При подстановке численных значений получим:
Условие прочности выполняется.
Результаты вычислений занесем в таблицу:
Таблица 1.4. Параметры закрытой зубчатой цилиндрической передачи, мм.
|
Проектный расчет |
|||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние |
125 |
Угол наклона зубьев |
8 |
|
Диаметр делительной окружности: шестерни колеса |
49,6 200,4 |
||
|
Модуль зацепления m |
1 |
Диаметр окружности вершин: шестерни колеса |
51,6 202,4 |
|
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса |
45 40 |
Диаметр окружности впадин: шестерни колеса |
47,2 198 |
|
Вид зубьев |
Таблица 1.4 (продолжение)
|
Проверочный расчет |
||||
|
Параметр |
Допускаемое значение |
Расчетное значение |
Примечание |
|
|
Контактные напряжения |
условие выполняется |
|||
|
Напряжения изгиба, |
198,79 |
128 |
условие выполняется |
|
|
198,79 |
132,45 |
условие выполняется |
Для изготовления валов редуктора выберем сталь 45, термическая обработка – нормализация.
Допускаемые напряжения на кручение принимаем в соответствии с рекомендациями с. 110 [1]: для ведущего вала , для ведомого .
Определим геометрическим параметры ступеней валов.
Для ведущего вала [табл. 7.1. (1)]:
Первая ступень (под полумуфту):
Выходной конец ведущего вала используется для крепления полумуфты (см. тех. зад.). Так как диаметр вала ротора двигателя [табл. К10 (1)], то по таблице 10.8 [1] принимаем . [прим. табл. 7.1. (1)].
Переходной участок выполним в виде галтели радиусом [табл. 10.8 (1)], на конце вала – фаска [табл. 10.8 (1)].
Для и по табл. К21 [1] выберем упругую втулочно – пальцевую муфту 250-32-I.32-I.2-УЗ ГОСТ 24424 – 93.
По таблице К21 [1] принимаем .
По таблице 10.8 [1] принимаем – фаска.
Вторая ступень (под подшипник):
где – высота буртика. По табл. 7.1. [1] принимаем .
При подстановке численных значений получим:
Принимаем
Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].
По таблице 7.2. [1] и К27 [1] выберем шариковый однорядный радиальный подшипник 207 ГОСТ 8338 – 75.
По таблице 13.15 [1] принимаем
Третья ступень (под шестерню):
где – координата фаски подшипника. По таблице 7.1. [1] принимаем .
При подстановке численных значений получим:
По таблице 13.15 [1] принимаем
Так как , , то вал-шестерню изготавливаем по исполнению а [рис. 10.10 (1)].
определим графически на этапе эскизной компоновки.
Четвертая ступень (под подшипник)
Для цилиндрических одноступенчатых редукторов [табл. 7.1. (1)].
Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].
Длина ступени [табл. 7.1. (1)]:
По таблице 13.15 [1] принимаем .
Для вала колеса [табл. 7.1. (1)]:
Первая ступень (под звездочку):
По таблице 13.15 [1] принимаем
По таблице 13.15 [1] принимаем
Переходной участок выполним в виде галтели размера радиусом [табл. 10.8 (1)], по таблице 10.8 [1] принимаем фаску на конце вала
Вторая ступень (под подшипник):
где – высота буртика. По табл. 7.1. [1] принимаем .
По таблице 13.15 [1] принимаем
Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].
По таблице 7.2. [1] и К27 [1] выберем шариковый однорядный радиальный подшипник 209 ГОСТ 8338 – 75.
По таблице 13.15 [1] принимаем
Третья ступень (под колесо):
где – координата фаски подшипника. По таблице 7.1. [1] принимаем .
При подстановке численных значений получим:
По таблице 13.15 [1] принимаем
определим графически на этапе эскизной компоновки.
Четвертая ступень (под подшипник):
Для цилиндрических одноступенчатых редукторов (табл. 7.1. [1]).
Переходной участок выполним в виде канавки шириной , глубиной , радиусом [табл. 10.7 (1)].
Пятая ступень (упорная):
где – величина фаски ступицы. По таблице 7.1. [1] принимаем
При подстановке численных значений получим:
По таблице 13.15 [1] принимаем
определим графически на этапе эскизной компоновки.
Конструктивные размеры шестерни даны в таблице 1.3.
Определим конструктивные размеры колеса. Внутренний диаметр ступицы [табл. 10.2 (1)]:
Наружный диаметр ступицы при шпоночном соединении с натягом [табл. 10.2 (1)]:
По таблице 13.15 [1] принимаем
Толщина ступицы [табл. 10.2 (1)]:
Длина ступицы [табл. 10.2 (1)]:
По таблице 13.15 [1] принимаем
Величину фаски [табл. 10.1. (1)]:принимаем .
Толщина обода [табл. 10.2 (1)]:
где – модуль зацепления, мм (см. табл. 1.3.);
– ширина зубчатого венца колеса (обода), мм (см. табл. 1.3.);
При подстановке численных значений получим:
Ширина обода приведена в таблице 1.3.
Толщина диска [табл. 10.2 (1)]:
По таблице 13.15 [1] принимаем
По таблице 10.2. [1] принимаем радиусы закруглений уклон
Толщина стенок и крышки корпуса [с. 231 (1)]:
где – вращающий момент на тихоходном валу (см. табл. 1.2.).
При подстановке численных значений получим:
Принимаем
Крепежные винты фланцев корпуса и крышки и конструктивные элементы выберем из таблицы 10.17. и 10.18:
Для крепления фундаментального фланца основания корпуса выберем болт М14 . Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт . Согласно рекомендациям с. 234 [1] опорную поверхность выполним в виде двух параллельно расположенных платиков шириной (с. 234 [1]). По таблице 13.15 [1] принимаем . Редуктор крепим к раме четырьмя болтами снизу, по одному на каждый угол (с. 234 [1]).
Для крепления фланцев подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса выберем болт М12. Ширина фланца , координата отверстия под болт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт , высота фланца (с.237, 239 [1]).;
Для крепления соединительного фланца основания и крышки корпуса выберем болт М10 . Ширина фланца , координата отверстия под болт , диаметр цековки под болт , глубина цековки , диаметр отверстия под болт , высота фланца ;
Для крепления фланца крышки подшипникового узла выберем винт М8 (см. табл. 10.20); Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр цековки под винт , глубина цековки , диаметр отверстия под винт . По таблице К15 принимаем для тихоходного вала - Крышка 22-80 ГОСТ 18511-73 – глухая, по таблице К16 – Крышка 12-8040 ГОСТ 18512-73 - с отверстием для вала. Для вала колеса по таблице К15 принимаем - Крышка 22-90 ГОСТ 18511-73 – глухая, по таблице К16 – Крышка 12-9050 ГОСТ 18512-73 - с отверстием для вала. По таблице 10.21 [1] параметры фланца подшипникового узла для быстроходного вала: внутренний диаметр , наружный диаметр , высота фланца . Параметры фланца подшипникового узла для тихоходного вала: внутренний диаметр , наружный диаметр , высота фланца .
Для крепления фланца крышки смотрового люка выберем винт М6 . Ширина фланца , координата отверстия под винт , диаметр отверстия под винт .
Схематично изобразим зубчатую пару, а также валы и контур корпуса редуктора. Определим границы корпуса.
Определим размеры зазоров.
Зазор внутренней поверхности стенок корпуса от вращающихся поверхностей колеса [с. 117 (1)]:
где – длинна ступицы колеса.
При подстановке численных значений получим:
По таблице 13.15 [1] принимаем .
Определим длину ступени тихоходного вала под колесо вала.
где – длина ступицы колеса,
– длина упорной части вала, принимаем мм.
При подстановке численных значений получим:
.
Тогда ширина внутренней части корпуса равна:
,
где – зазор между мазеудерживающим кольцом и внутренней поверхностью корпуса [рис. 9.40 (2)], принимаем .
При подстановке численных значений получим:
Для проверочного расчета подшипников, а также для проверочного расчета валов необходимо предварительно найти радиальные реакции в опорах подшипников, а также значения изгибающих и крутящих моментов в опасном сечении. Для этого используем следующие параметры:
Усилия в зацеплении [табл. 6.1. (1)]:
Консольные силы:
где – радиальная жесткость муфты. По табл. 10.27 [1] ;
– радиальное смещение, по табл. К21 принимаем .
При подстановке численных значений получим:
Расстояния между точками приложения реакций в опорах подшипников:
,
где – ширина подшипника тихоходного вала;
– ширина мазеудерживающего кольца, принимаем .
При подстановке численных значений получим:
Расстояния между точкой приложения реакции в опоре подшипника и точкой приложения консольной силы муфты:
,
где – длина ступени тихоходного вала под полумуфту.
При подстановке численных значений получим:
При подстановке численных значений получим:
Расстояния между точкой приложения реакции в опоре подшипника и точкой приложения консольной силы цепной передачи:
,
где – длина ступени тихоходного вала под звездочку.
При подстановке численных значений получим:
Определим реакции в подшипниках быстроходного вала.
а) определим опорные реакции, Н:
Проверка: ; .
б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :
; ;
; ,
а) определим опорные реакции, Н:
,
,
Проверка: ;
б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :
; ;
; ,
в) Определим крутящие моменты:
Определим реакции в подшипниках тихоходного вала.
а) определим опорные реакции, Н:
Проверка: ; .
б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :
; ;
; ,
а) определим опорные реакции, Н:
,
,
Проверка: ;
б) Определяем изгибающие моменты относительно оси :
; ;
; ,
в) Определим крутящие моменты:
Определим суммарные реакции в опорах подшипников:
,
,
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее опасных сечениях:
В главе 4 мы предварительно выбрали для ведущего вала подшипник 207 ГОСТ 8338 – 75, для ведомого - 209 ГОСТ 8338 – 75. Расчет подшипников будем проводить по наиболее нагруженной опоре, а именно по ближайшей к выходному концу вала.
Определим отношение:
где – осевая нагрузка подшипника,
– коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце [табл. 9.1. (1)];
– радиальная нагрузка наиболее нагруженного подшипника, [табл. 9.1. (1)];
При подстановке численных значений получим:
Определим отношение:
где – статическая грузоподъемность подшипника [табл. К27 (1)].
При подстановке численных значений получим:
Определим коэффициенты и (табл. 9.1. [1]). то по таблице 9.2. [1] принимаем:
Поскольку отношение , то эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле[табл. 9.1. (1)]:
где – коэффициент безопасности, [табл. 9.4. (1)];
– температурный коэффициент, для температуры ниже принимаем [табл. 9.5. (1)]
При подстановке численных значений получим:
Определяем динамическую грузоподъемность подшипника [с. 140 (1)]:
где – показатель степени, для шариковых подшипников
[с. 140 (1)];
– коэффициент надежности, при безотказной работе подшипника [с. 140 (1)];
– коэффициент, учитывающий качество подшипников и качество эксплуатации, при обычных условиях работы для шариковых подшипников принимаем [с. 140 (1)];
– частота вращения внутреннего кольца подшипника, для быстроходного вала принимаем , для тихоходного - [глава 1];
- требуемая долговечность подшипника, в соответствии со сроком службы привода принимаем [глава 3].
При подстановке численных значений получим:
где – базовая грузоподъемность подшипника [табл. К27 (1)]
На основании этого можно сделать вывод о том, что выбранные подшипники пригодны.
Определим долговечность подшипника [с. 140 (1)]:
При подстановке численных значений получим:
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидно сти цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характери стики материалов, размеры, форму и состояние поверхности ва лов.
Для начала наметим опасные сечения валов. На каждом валу их два: под шестерней (колесом) на третьей ступени вала и на второй ступени под подшипником опоры, смежным с консольной нагрузкой.
Определим источники концентрации напряжений в опасных сечениях:
а) для быстроходного вала – соотношение диаметра впадин шестерни и диаметра третьей ступени вала
б) для тихоходного вала – посадка колеса с натягом и шпоночный паз.
Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм:
а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному цик лу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным на пряжениям изгиба :
где - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сече нии, .
- осевой момент сопротивле ния сечения вала, .
Определим значения осевого момента сопротивле ния для сечений ведущего вала [табл. 11.1. (1)]:
Определим значения осевого момента сопротивле ния для сечений ведомого вала [табл. 11.1. (1)]:
где – ширина шпонки, принимаем [табл. К42 (1)];
– глубина шпоночного паза на валу, принимаем [табл. К42 (1)].
При подстановке численных значений получим:
.
Тогда расчетные на пряжения изгиба ведущего вала [с. 269 (1)]:
ведомого вала:
б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напря жений кручения :
где – крутящий момент, ;
– полярный момент инерции сопротивления сечения вала, .
Определим значения полярного момента инерции сопротивления сечения для ведущего вала:
Определим значения полярного момента инерции сопротивления сечения для ведомого вала:
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения для ведущего вала [с. 273 (1)]:
,
где и – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [табл. 11.2. (1)];
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [табл. 11.3. (1)];
– коэффициент шероховатости [табл. 11.4. (1)].
При подстановке численных значений получим:
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения для ведомого вала [с. 273 (1)]:
Определим пределы выносливости в опасных сечениях ведущего вала, [с. 273 (1)]:
,
При подстановке численных значений получим:
Определим пределы выносливости в опасных сечениях ведомого вала, :
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям для ведущего вала [с. 273 (1)]:
,
При подстановке численных значений получим:
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям для ведомого вала:
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях ведущего вала [с. 273 (1)]:
При подстановке численных значений получим:
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях ведомого вала:
Условие прочности выполняется.
Согласно рекомендациям [с. 193 (1)]