Курсовая работа: Привод ковшового элеватора

Название: Привод ковшового элеватора
Раздел: Промышленность, производство

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Белорусский государственный технологический университет

Пояснительная записка

к Курсовому проекту

по дисциплине: Основы конструирования и проектирования

на тему: Привод ковшового элеватора

Выполнила

студентка 2 курса

Мороз О.С.

Минск 2005

Введение

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы Lh
, ч,

Lh
= 365· Lr
tc
Lc
. (1.1)

где Lr
— срок службы привода, лет; tc
— продолжительность смены, ч; Lc
— число смен.

Lh
= 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

Lh
= 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh
= 15000 ч.

Табличный ответ к задаче:

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определим мощность рабочей машины Pрм
, кВт:

Ррм
= F · v, (2.1)

где F — тяговая сила ленты, кН; v, — скорость ленты, м/с.

Подставляя значения в (2.1) получаем:

Ррм
= 2,72 · 1000 · 0,9 = 2,45 · 1000Вт=2,45 кВт

2. Определим общий коэффициент полезного действия привода:

 = пк
2
· пс
· м
· зп
· ц

где пк
, пс
,м
,зп
,ц
 — коэффициенты полезного действия подшипников качения (две пары), подшипников скольжения (одна пара), муфты , закрытой зубчатой передачи , цепной передачи

 =0,995 2
· 0,99 · 0,98 · 0,97 · 0,93 = 0,87 .

3. Определим требуемую мощность двигателя Рдв
, кВт:

Рдв
= Ррм
/  (2.2)

Рдв
= 2,45 / 0,87 = 2,8 кВт.

4. Определим номинальную мощность двигателя Рном
, кВт:

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности :

Рном
 Рдв

Принимаем номинальную мощность двигателя Рном
= 3,0 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя, представленных в табл.2.1:

Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей

Место установки Lr Lc tc Lh
, ч

Характер

нагрузки

Режим

работы

Стройплощадку 3 2 8 15000

С малыми

колебаниями

реверсивный

Каждому значению номинальной мощности Рном
соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор типа двигателя зависит от типов передач, которые входят в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом следует отметить, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют невысокий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 об/мин) металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

nрм
=60 · 1000 · v / ( ¶·D)(2.3)

где v — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр барабана, мм.

Подставляя значения в (2.3) имеем:

nрм
= 60 · 1000 · 0,9 / ( 3,14·250 ) = 69,0 об / мин.

2. Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя:

U = nном
/ nрм
(2.4)

U1
= 700 / 69 =10,14

U2
= 955 / 69 =13,84

U3
= 1435/69 =20,79

U 4
= 2840/69 =41,16

3. Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным Uзп
= 4:

Uоп
= U/ Uзп
(2.5)

В табл. 2.2 сведены все варианты разбивки общего передаточного числа.

Таблица 2.2 Варианты разбивки передаточного числа

Вариант Тип двигателя Номинальная мощность Рном
, кВт
Частота вращения, об / мин
синхронная номинальная nном
1 4АМ112MВ8УЗ 3,0 750 700
2 4АM112MA6УЗ 3,0 1000 955
3 4АМ100S4У3 3,0 1500 1435
4 4АМ90L2УЗ 3,0 3000 2840

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее 2-й тип двигателя: 4АМ112MАУ6З (Рном
= 3,0 кВт, nном
= 955 об / мин).

Итак, передаточные числа для выбранного двигателя будут иметь следующие значения: U = 13,84; Uоп
= 3,46 ;Uзп
= 5,20 .

4. Определим максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала механизма:

∆nрм
= nрм
· δ / 100 = 69,0 · 5 /100 = 3,45 об / мин.

5. Определим допускаемую частоту движения приводного вала элеватора, приняв ∆nрм
= 1,05 об / мин:

[nрм
] = nрм
+ ∆nрм
= 69+1,05=70,05 об / мин;

отсюда фактическое передаточное число привода

Uф
= nном
/ [nрм
] = 955 / 70,05 = 13,6.

Передаточное число открытой передачи

U оп
= Uф
/ U зп
= 13,6 / 4 =3,4.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MА6УЗ c Рном
= 3,0 кВт, nном
= 955 об / мин); передаточные числа: привода U = 13,6, редуктора Uзп
= 4, цепной передачи Uоп
= 3,4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв
и его номинальной частоты вращения nном
при установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Передаточное число Варианты
1 2 3 4
Общее для привода, U 10,14 13,84 20,79 41,16
Цепной передачи, Uоп 2,53 3,46 5,20 10,29
Цилиндрического редуктора, Uзп 4 4 4 4

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4:

Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.

Параметр Вал

Последовательность соединения

элементов привода по

кинематической схеме

дв — м — зп — оп — рм
Мощность Р, кВт дв Рдв
= 2,8 кВт
Б Р1
= Рдв
м
пк
= 2,8 · 0,98 · 0,995 = 2,73 кВт
Т Р2
= Р1
зп
пк
= 2,73 · 0,97 · 0,995 = 2,63 кВт
рм Ррм
= Р2
ц
пc
= 2,63 · 0,93 · 0,99 = 2,42 кВт

Частота

вращения

n, об / мин

Угловая

скорость

ω, 1/ с

дв nном
= 955 об/мин
ωном
=100 с-1
Б n1
= nном
= 955 об/мин
ω1
= ωном
= 100 с-1
Т n2
= n1
/Uзп
= 239 об/мин
ω2
= ω1
/Uзп
= 25 c-1
рм nрм
= n2
/Uоп
= 70 об/мин
ωрм
= ω2
/Uоп
= 7,35 c-1

Вращающий момент Т, Н

м

дв Тдв
= Рдв
· 1000 / ωном
= 2800/100 = 28 Н· м
Б Т1
= Тдв
м
пк
= 28 · 0,98 · 0,995 = 27,3 Н· м
Т Т2
= Т1
Uзп
зп
пк
= =27,3 · 4 · 0,97 · 0,995 = 105,4 Н·м
рм Трм
= Т2
Uц
ц
пc
= =105,4 · 3,4 · 0,93 · 0,99 = 330Н·м

Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) По таблицам определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость ≥ 45HRCэ; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 HB.

б) Также определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45…50 HRC, термообработка — улучшение, Dпред
= 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, Sпред
= 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HB1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB

HB2ср
=(269+302) / 2 = 285,5НВ.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1
и колеса []H2
:

а) Рассчитываем коэффициент долговечности КHL
:

Наработка за весь срок службы:

для колеса

N2
= 573· Lh
· 2
= 573 · 15000· 25 = 214,9 · 106
циклов,

для шестерни

N1
= 573· Lh
· 
= 573 · 15000· 100 = 859,5 · 106
циклов.

Число циклов перемены напряжений NН0
, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:

Nно1
= 68 · 106
циклов и Nно2
= 22,7 · 106
циклов.

Т.к. N1
> Nно1
и N2
> Nно2
, то коэффициенты долговечности KHL1
= 1 и KHL2
= 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []H
соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно
: для шестерни

[]но1
= 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм2

для колеса

[]но2
= 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []н1
= KHL1
· []но1
= 1 · 835 = 835 Н/мм2
,

для колеса []н2
= KHL2
· []но2
= 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм2
.

Т.к. HB1ср
— HB2ср
> 70 и HB2ср =285,5<350HB, то значение []н
рассчитываем по среднему допускаемому значению из полученных для шестерни и колеса:

[]н
=0,45([]н1
+[]н2
) = 637,2 Н/мм2
.

При этом условие []н
< 1.23· []н2
соблюдается.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []F1
и колеса []F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL
.

Наработка за весь срок службы : для шестерни N1
= 859,5 · 106
циклов, для колеса N2
= 214,9 · 106
циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0
= 4· 106
для обоих колес.

Т.к. N1
> NF0
и N2
> NF0
, то коэффициенты долговечности KFL1
= 1 и KFL2
= 1.

б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0
:

для шестерни []Fo1
= 310 Н/мм2
, в предположении, что m<3 мм;

для колеса []Fo2
=1,03· HB2ср
=1,03 · 285,5 = 294 Н/мм2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни []F1
= KFL1
· []Fo1
= 1 · 310 = 310 Н/мм2
,

для колеса []F2
= KFL2
· []Fo2
= 1 · 294 = 294 Н/мм2
.

Т.к. передача реверсивная, то []F
уменьшаем на 25%: []F1
= 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм2
; []F2
= 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм2
.

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1:

Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Тип двигателя 4АМ112MА6УЗ Рном
= 3 кВт nном
= 955 об/мин
Параметр Передача Вал
Закры-тая Цеп-ная пере-дача Параметр Дв. Редуктора Приводной рабочей машины
Б Т
Передаточное число, U 4 3,4 Расчет мощности Р, кВт 2,8 2,73 2,63 2,42
Угловая скорость ω, с-1 100 100 25 7,35
КПД, η 0,97 0,93 Частота вращения n, об/мин 955 955 239 70
Вращающий момент Т, Н· м 28 27,3 105,4 330

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние аW
, мм:

Производим определение межосевого расстояния аW
, мм по формуле:

aw
= Kнβ
Ka
(U+1) 3
√(T2
103
)/(a
U2
[]2
H
), (4.1)

где а) Ка
— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка
= 43;

б) ψa
= b2
/ aw
— коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,32;

в) U — передаточное число редуктора (см. табл.2.4.);

г) Т2
— вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н· м (см. табл.2.4.);

д) []Н
— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, []Н
= 637,2 Н/мм2
;

е) КН
— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН
= 1.

aw
= 43· ( 4 + 1)· 3
√( 105400 / ( 0,32 · 4 2
· 637,2 2
)· 1 = 79,6 мм.

Полученное значение aw
округляем до 80 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

m ≥ 2 Km
T2
103
/(d2
b2
[]F
) ,(4.2)

где а) Кm
— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm
= 5,8;

б) d2
= 2 aw
U / (U+1) ,(4.3)

где d2
— делительный диаметр колеса, мм;

d2
=2· 80 · 4 /( 4 +1)= 128 мм;

в) b2
= a
aW
— ширина венца колеса, мм:

b2
= 0,32 · 80 = 25,6 мм.

Полученное значение b2
округляем до 26 мм.

г) []F
— допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []F
= 294 Н/мм2
;

m = 2· 5,8 · 105,4 · 103
/( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм.

m = 1,5мм

3. Определяем угол наклона зубьев min
для косозубых передач:

min
= arcsin(3,5 m / b2
),(4.4)

min
= arcsin(3,5·1,5 / 25,6) = 11,834 °

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

z
= z1
+ z2
= 2 aw
cos min
/ m,(4.5)

z
= 2· 80 · cos(11,834 °)/ 1,5 = 104,4

Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа:

z
= 104

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

 = arccos(z
m / (2 aw
)),(4.6)

 =arccos( 104 · 1,5/(2· 80) = 12,83857 °.

6. Определяем число зубьев шестерни:

z1
= z
/ (U + 1),(4.7)

z1
= 104 / (4 + 1) ≈ 21.

7. Определяем число зубьев колеса:

z2
= zΣ
– z1
= 104 — 21 = 83

8. Определяем фактическое передаточное число Uф
:

Uф
= z2
/ z1
,(4.8)

Uф
= 83 / 21 = 3,95.

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U:

U = |Uф
— U| / U · 100 % =|3,95 — 4| / 4 100 % =1,25 % ≤ 4 %.

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

aw
= (z1
+ z2
) m / (2 cos ).(4.9)

Подставляя в (4.9) получаем:

aw
= (21 + 83) · 1,5/(2 · cos 12,83857 °) = 80 мм.

10. Основные геометрические параметры передачи представлены в табл. 4.1:

Таблица 4.1. Расчет основных геометрических параметров передачи.

Элемент передачи Марка стали Dпред Термообработка HB 1ср []H []F
Sпред HB2ср Н/мм2
Шестерня 40Х 125 У 450 835 232,5
Колесо 40Х 80 У 285,5 580,9 220,5

4.2 Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние:

aw
= (d1
+d2
)/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10)

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес: Dзаг
 Dпред
; Sзаг
 Sпред
. Диаметр заготовки шестерни

Dзаг
= dа1
+ 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.

Толщина диска заготовки колеса Sзаг
= b2
+ 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. Dпред
= 125 мм, Sпред
= 80 мм. 41,31<125 и 30 < 80, следовательно, условие выполняется.

13. Проверяем контактные напряжения σн
, Н / мм2
:

H
= K√Ft
(Uф
+ 1) KH

K
K
/ (d2
b2
) ≤ []H
.(4.11)

где а) К  вспомогательный коэффициент, равный 376;

б) Ft
= 2 T2
103
/ d2
— окружная сила в зацеплении, Н:

Ft
= 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;

в) КН
 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КН
определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле

v
= 2
d2
/(2· 103
) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)

Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент КH
= 1,114 ;

г) К
 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 .

Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:

H
= 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм2
.

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1
и колеса σF2
, Н/мм2
:

F2
= YF2
Y
Ft
KF

KF

KFv
/ ( b2
m ) ≤ []F2
,(4.13)

F1
= F2
YF1
/ YF2
≤[]F1
,(4,14)

где a) m — модуль зацепления, мм; b2
— ширина зубчатого венца колеса, мм; Ft
— окружная сила в зацеплении, Н;

б) KFa
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КFa
зависит от степени точности передачи. КFa
= 1;

в) КF
— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КF
= 1;

г) КF
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;

д) YF1
и YF2
— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

zv

1
= z1
/ cos3
 21 / 0,92686 = 22,7 (4.15)

и колеса

zv

2
= z2
/ cos2
 83 / 0,92686 = 89,5 (4.16)

где  — угол наклона зубьев;

YF1
= 3,959 и YF2
= 3,600;

е) Y
= 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ж) []F1
и []F2
— допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2
.

Подставив все значения в формулы (4.13 — 4.14), получим:

F2
= 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ F2

F1
= 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ F1

15. Составим табличный ответ к задаче 4:

Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Параметр Шестерня Колесо
Диаметр, мм делительный

d1
= m z1
/ cos =

= 2 · 21 / cos 12,83857 °=

=32,31мм

d2
= m z2
/ cos  =

=2 · 83 / cos 12,83857 °=

= 127,69мм

вершин

зубьев

da1
= d1
+ 2 m =

=32,31 + 2 · 1,5 = 35,31мм

da2
= d2
+ 2 m =

=127,69 + 2 ·1,5 = 130,69

впадин

зубьев

df1
= d1
— 2,4 m =

=32,31 — 2,4 · 1,5 = 28,71мм

df2
= d2
— 2,4m =

= 127,7 — 2,4 · 1,5= 124,09

Ширина венца, мм b1
= b2
+ (2..4) = 30мм
b2
= a
aW
= 26мм

Задача 5. Расчет открытой передачи

5.1 Расчет открытой цепной передачи

1. Определяем шаг цепи р, мм:

p = 2,83
√T1
103
Kэ
/(vz1
[pц
]) , (5.1)

где а) Т1

вращающий момент на ведущей звездочке,Т1
= 105,4 Н· м;

б) Кэ
— коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:

Кэ
= Кд
Кс
К
Крег
Кр
(5.2)

где Кд
— коэффициент динамичности нагрузки, Кд
= 1;

Кс
— коэффициент, учитывающий способ смазывания, Кс
= 1;

K
— коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, C
= 1;

Kрег
— коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния, Крег
=1;

Kр
— коэффициент, учитывающий режим работы, Кр
=1,25;

Кэ
= 1 · 1 · 1 · 1 · 1,25 = 1,25

в) z1
— число зубьев ведущей звездочки

z1
= 29 — 2u, (5.3)

где u — передаточное число цепной передачи, u = 3,4;

z1
= 29 — 2 · 3,4 = 22,2.

Полученное значение округляем до целого нечетного числа (z1
= 23 ), что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z2
и четным числом звеньев цепи l
p
обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;

г) [pц
] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2
, зависит от частоты вращения ведущей звездочки и ожидаемого шага цепи, который принимается равным из промежутка р = 19,05..25,4 мм. Учитывая это получаем [pц
] = 25,5 Н/мм2
;

д)  — число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР = 1;

p = 2,83
√ 105,4 · 1000 · 1,25 /(1 · 23 · 25,5) = 17,02 мм,

Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного

р = 19,05 мм.

2. Определим число зубьев ведомой звездочки z2
:

z2
= z1
u , (5.4)

z2
= 23 · 3,4 = 78,2,

Полученное значение z2
округляем до целого нечетного числа (z2
= 79 ). Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z2
 120.

3. Определим фактическое передаточное число uф
и проверим его отклонение u:

uф
= z2
/ z1
,(5.5)

u = |uф
–u| /u· 100% . (5.6)

Подставляя в значения в формулы (5.5 — 5.6), получим

uф
= 75 / 23 = 3,43;

u = |3,43 — 3,4|/3,4 · 100% = 1 % ≤ 4 %.

4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

Из условия долговечности цепи а = (30…50) р = 40 · 19,05 = 762 мм,

где р — стандартный шаг цепи.

Тогда ар
= а/р = 30…50 = 40 — межосевое расстояние в шагах, мм.

5. Определяем число звеньев цепи l
р
:

l
p
= 2 ap
+ (z2
+ z1
) / 2 + [(z2
— z1
) / 2]2
/ ap
, (5.7)

l
p
= 2 · 40 + (102) / 2 + [(79 — 23) / (2 · 3,14)] 2
/ 40 = 133.

Полученное значение l
p
округляем до целого четного числа (l
p
=132).

6. Уточняем межосевое расстояние ар
в шагах:

ap
= 0,25 {l
p
— 0,5(z2
+ z1
) + √[l
p
— 0,5(z2
+ z1
)]2
— 8[(z2
— z1
) / (2 )]2
}, (5.8)

ap
= 0,25 · { 132 — 0,5 · (102) + √[132 — 0,5 · (102)] 2
— 8 · [( 79 — 23) / (2 · 3,14)] 2
} = =39,5

7. Определяем фактическое межосевое расстояние а,
мм:

а = ар
р , (5.9)

a = 39,5 · 19,05 = 752,5 мм.

Значение а не округляем до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть и возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние ам
= 0,995а.

8. Определяем длину цепи l
, мм:

l
= l
р
p , (5.10)

l
= 132 · 19,05 = 2514,6 мм.

Полученное значение l
не округляют.

9. Определяем диаметры звездочек, мм.

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки d∂1
, мм:

d∂1
= p /sin(180°/ z1
), (5.11)

d∂1
= 19,05 / sin(180 /23) = 140 мм;

диаметр делительной окружности ведомой звездочки d∂2
, мм:

d∂2
= p /sin(180°/ z2
), (5.12)

d∂2
= 19,05 / sin(180 /79) = 480 мм;

диаметр окружности выступов ведущей звездочки De1
, мм:

De1
= p(K + Kz1
— 0,31 / ), (5.13)

диаметр окружности выступов ведомой звездочки De2
, мм:

De2
= p(K + Kz2
— 0,31 / ), (5.14)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба; Kz

коэффициент числа зубьев:

Kz1
= ctg(180°/z1
) = ctg( 180°/23) = 7,28 — ведущей звездочки,

Kz2
= ctg(180°/z2
) = ctg(180°/ 79) = 25,14 — ведомой звездочки;

= р / d1
— геометрическая характеристика зацепления (здесь d1
— диаметр ролика шарнира цепи), =19,05 / 5,94 = 3,21

Подставив значения в формулы (5.13 — 5.14), получим

De
1
= 19,05 · (0,7 + 7,28 — 0,31/3,21) = 150,2 мм,

De
2
= 19,05 · (0,7 + 25,14 — 0,31/3,21) = 490,4 мм,

диаметр окружности впадин ведущей звездочки Di1
:

Di1
= d∂1
— (d1
— 0,175 √ d∂1
) , (5.15)

Di1
= 140 — (5,94 — 0,175· √140) = 136,1 мм,

диаметр окружности впадин ведомой звездочки Di2
:

Di2
= d∂2
— (d1
— 0,175 √ d∂2
) , (5.16)

Di2
= 480 — (5,94 — 0,175· √480) = 477,9 мм

Проверочный расчет

10. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n1
об/мин:

n1
 [n]1
, (5.17)

где n1
— частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка);

[n]1
= 15000 / p = 15000 / 19,05 = 787,4 об/мин — допускаемая частота вращения.

239 ≤ 787,4 .

11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек U, c-1
:

U [U], (5.18)

где U = 4 z1
n1
/ (60 l
p
) = 4 · 23 · 239 / (60 · 132) = 2,78 c-1
— расчетное число ударов цепи;

[U] = 508 / p = 508 / 19,05 = 26,667 c-1
—допускаемое число ударов.

2,78 ≤ 26,667 .

12. Определяем фактическую скорость цепи v
, м/с:

23 · 19,05 · 239 /60000 = 1,74 м/с. (5.19)

13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью Ft
, Н:

Ft
= Р1
· 103
/v
, (5.20)

где Р1
— мощность на ведущей звездочке кВт; v
, м/с .

Ft
= 2,63 · 1000/1,74 = 1511,5 H.

14. Проверяем давление в шарнирах цепи pц
, Н/мм2
:

pц
= Ft
Kэ
/ A < [pц
], (5.21)

а) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2
:

A = d1
b3
, (5.22)

где d1
и b3
— соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм;

б) допускаемое давление в шарнирах цепи [рц
]уточняют соответствии с фактической скоростью цепи v
м/с. [рц
] = 25,5 Н/мм2

А = 5,94 · 12,7 = 75,4 мм2
,

pц
= 1511,5 · 1,25 / 75,4 = 25 Н/мм2
≤ 25,5 Н/мм2

15. Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S[S],где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S—расчетный коэффициент запаса прочности,

S = Fp
/ (Ft
Kд
+ F0
+ F
) , (5.23)

где a) Fp
– разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р, Fp
= 31800 H;

б) Ft
– окружная сила, передаваемая цепью, Н; Кд
– коэффициент, учитывающий характер нагрузки

в)Fo
— предварительное натяжение цепи от провисания; ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н,

Fo
= Kf
qag, (5.24)

где Кf
=3 – коэффициент провисания; a – межосевое расстояние, м; q = 1,9 – масса 1 м цепи, кг/м; g =9,81 м/с2
– ускорение свободного падения.

г) F
— натяжение цепи от центробежных сил, Н; F
= q v
2
,

где v —
фактическая скорость цепи, м/с.

F
= 1,9 · 1,74 2
= 5,75 Н,

Fo
= 3 · 1,9 · 0,7525 · 9,81 = 42,01 H,

S = 31800 / (1511,5 · 1 + 42,01 +5,75) = 20,4

[S] = 8,156; 20,4 ≥ 8,156 — зн. условие выполняется.

16. Определение силы давления цепи на вал Fоп
, Н:

Fоп
= kв
Ft
+ 2Fo
, (5.25)

где kв
= 1,05 – коэффициент нагрузки вала,

Fоп
= 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H.

Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение

Межосевое

расстояние aw

80

Угол наклона

зубьев 

12,83857

Mодуль

зацепления m

1,5

Диаметр

делительной

окружности:

Ширина

зубчатого венца:

шестерни b1 30 шестерни d1 32,31
колеса b2 26 колеса d2 127,69
Число зубьев:

Диаметр

окружности

вершин:

шестерни z1 21 шестерни da1 35,31
колеса z2 83 колеса da2 130,69
Вид зубьев косые

Диаметр

окружности

впадин:

шестерни df1 28,71
колеса df2 124,09
Проверочный расчет
Параметр Допускаемые значения

Расчетные

значения

Примечание

Контактные

напряжения H
, Н/мм2

637,2 629,4 Недогрузка 1,22%

Напряжения

изгиба, Н/мм2

F1 232,5 161 Недогрузка 30%
F2 220,5 146,46 Недогрузка 33,5%

Задача 6. Нагрузки валов редуктора

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Значения сил приведены в табл. 6.1.

Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Тип цепи

ПР-19,05-3180

Диаметр

делительной

окружности

звездочек:

Шаг цепи р 19,05 ведущей d
1
140

Межосевое

расстояние а

752,5 ведомой d
2
480
Длина цепи l 2514,6

Диаметр

окружности

выступов

звездочек :

Число звеньев l
t
132 ведущей De1 150,2

Число зубьев

звездочки:

ведомой De2 490,4
ведущей z1 23

Диаметр

окружности

впадин звездочек

ведомой z2 79 ведущей Di1 136,1

Сила давления

цепи на вал Fоп
, H

1671,2 ведомойDi2 477,9
Проверочный расчет
Параметр

Допускаемое

значение

Расчетное

значение

Примечание

Частота вращения

ведущей

звездочки n1
, об/мин

787 239 Недогрузка 70%

Число

ударов цепи U

27 3 Недогрузка 88,8%

Коэффициент

запаса

прочности s

8,156 20,4

Давление

в шарнирах

рц
, Н / мм2

25,5 25 Недогрузка 2%

6.2 Определение консольных сил

Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.

Таблица 6.2 Консольные силы

Силы в

зацеплении

Значение силы, Н
на шестерне на колесе
Окружная Ft1
= Ft2
= 1650,8 H

Ft2
= 2 T2
· 103
/d2
=

=2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,8 H

Радиальная Fr1
= Fr2
= 616,2 H

Fr2
= Ft2
tg  / cos  =

=1650,8 · tg20 / cos 12,83857 = 616,2 H

Осевая Fa1
= Fa2
= 376,2 H

Fa2
= Ft2
tg  =

=1650,8 · tg 12,83857 = 376,2 H

Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость.

Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

7.1 Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

Вид открытой

передачи

Характер силы Значение силы,Н

цепная

передача

Радиальная Fоп
= [kв] F + 2 F0 =1671,2 Н
муфта Радиальная Fм1 = 50√Т1..125√Т1 =1000 Н

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]к
= 10…20 Н/мм2
.

При этом меньшие значения [t]к
— для быстроходных валов, большие — для тихоходных.

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.

Результаты вычислений представлены в табл. 7.1.

Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора

В -l F
Н / мм2
Шестерня 900 410 232,5
Колесо 900 410 220,5

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.

Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).

Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).

7.5 Эскизная компоновка редуктора

Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2).

Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников

Ступень вала Вал-шестерня цилиндрическая Вал колеса
1-я

d1
= 3
√(Mk
· 103
/ 0,2[t]k
) =

=3
√(27300/(0,2 · 15) = 20 мм

d1
= 3
√(Mk
· 103
/ 0,2[t]k
) =

= 3
√(105400/(0,2 · 20) = 30 мм

под элемент

открытой

передачи или

полумуфту

l1
= 1,5 · d1
= 30 мм
l1
= 1,3 · d1
= 40 мм
2-я

d2
= d1
+ 2t =

=20 + 2 · 2,2 = 24,4≈ 25мм

d2
= d1
+ 2t =

= 30 + 2 · 2,2 = 34,4 ≈ 35 мм

под уплотнение

крышки с

отверстием и

подшипник

l2
= 1,5 d2
= 1,5 · 25 =

= 36 мм

l2
= 1,25 d2
= 1,25 · 35 = 44 мм
3-я

d3
= d2
+ 3,2r =

=25 + 3,2 · 1,6 = 30 мм

d3
=28 мм

d3
= d2
+ 3,2r = 35 + 3,2 · 2,5 = =42 мм
под шестерню, колесо l3
– определяем графически на эскизной компоновке
4-я d4
= d2
= 25мм
d4
= d2
= 35 мм
под подшипник l4
= 28 мм
l4
= 34 мм

Задача 8. Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С
, Н, с базовой Сr
, Н, или базовой долговечности L10h
, ч, (L10
, млн. оборотов), с требуемой Lh
, ч, по условиям:

Crp
≤ Cr
и L10h
≥ Lh
.

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr
представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h
, составляющей 106
оборотов внутреннего кольца.

8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу

Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.

Осевая сила в зацеплении Fa
= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

Rr
1
= 856,3 H; Rr
2
= 912,2 H.

Характеристика подшипников: Сr
= 23,9 кН; С0
r
= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб
=1,1, КT
=1. Требуемая долговечность подшипников Lh
= 15 ∙103
ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs
1
=0,83еRr
1
=0,83·0,36·856,3=255,86 Н

Rs
2
=0,83еRr
2
=0,83·0,36·912,2=272,56 Н

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

Так как Rs
1
< Rs
2
и Fa
> Rs
2
— Rs
1
, то Rа1
= Rs
1
=255,86 Н,

Rа2
= Rа1
+ Fa
=255,86 +376,2=632 Н

3. Определяем соотношения:

Ra
1
/(VRr
1
) =255,86/(1· 856,3) =0,29

Ra
2
/(VRr
2
) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69

4. По соотношениям Ra
1
/(VRr
1
)<е и Ra
2
/(VRr
2
)>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ

RE
1
=VRr
1
Кб
КТ
=1 ·856,3· 1,1·1=942 Н

RE
2
= (XVRr
2
+ YRа2
) Kб
Kт
=(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

Сrp
= RE2
m
√60 · n · Lh
/( а1
·106
· а23
)= 1562 · 3,33
√60 · 955 · 15· 103
/( 0,7· 106
)= =13217,5 H < Сr
=23900 H — подшипник пригоден.

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L10h
= (а1
·106
· а23
/(60· n)) · (Сr
/ RE
2
)3,33
= 106
· 0,7·( 23900 / 1562) 3,33
/ (955 · 60) = =105
> 15000 ч. — подшипник пригоден.

8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.

Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.

Осевая сила в зацеплении Fa
= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

Rr
1
= 1019,5 H; Rr
2
= 4102,5 H.

Характеристика подшипников: Сr
= 35,2 кН; С0
r
= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб
=1,1, КT
=1. Требуемая долговечность подшипников Lh
= 15 ∙103
ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs
1
=0,83еRr
1
=0,83·0,36·1019,5=313 Н

Rs
2
=0,83еRr
2
=0,83·0,36·4102,5=1260 Н

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

Так как Rs
1
< Rs
2
, то Rа1
= Rs
1
=313 Н,

Rа2
= Rа1
+ Fa
=313 +376,2=689,2 Н

3. Определяем соотношения:

Ra
1
/(VRr
1
) =313/(1· 4102,5) =0,076

Ra
2
/(VRr
2
) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67

4. По соотношениям Ra
1
/(VRr
1
)<е и Ra
2
/(VRr
2
)>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ

RE
1
=VRr
1
Кб
КТ
=1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н

RE
2
= (XVRr
2
+ YRа2
) Kб
Kт
=(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

Сrp
= RE2
m
√60 · n · Lh
/( а1
·106
· а23
)= 3033,3 · 3,33
√60 · 239 · 15· 103
/( 0,7· 106
)= =16940 H < Сr
=35200 H — подшипник пригоден.

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L10h
= (а1
·106
· а23
/(60· n)) · (Сr
/ RE
2
)3,33
= 106
· 0,7·( 35200 / 3033,3) 3,33
/ (239 · 60) = =171·103
> 15000 ч. — подшипник пригоден.

Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал Размеры ступеней, мм Подшипники
d1 d2 d3 d4 Типо-раз-мер dxDxB(Т), мм

Динамическая

грузо-

подъем-

ность Сr
, кН

Статическая

грузо-

подъем-

ность С0r
, кН

l1 l2 l3 l4
Б 20 25 28 25 7205 25x52x16,5 23,9 17,9
30 36 68 28
Т 30 35 42 34 7207 35x72x18,5 35,2 26,3
40 44 68 34

Задача 9. Конструктивная компоновка привода

9.1 Конструирование зубчатого колеса

В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.

Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:

Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса

Вал Подшипник Размеры dDВ, мм

Динамическая

грузоподъемность, Н

Долговечность, ч
принят предварительно выбран окончательно Сrp Cr L10h Lh
Б 7205 7205 25x52x16,5 13217,5 23900 100000 15000
Т 7207 7207 35x72x18,5 16940 35200 171000 15000

9.2 Конструирование валов

Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.

9.3 Конструирование подшипниковых узлов

Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.

Достоинства:

1. Возможность регулировки подшипников;

2. Простота конструкции опор;

Недостатки:

1. Вероятность защемления тел качения;

2. Более жесткие допуски на размеры.

Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.

9.4 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:

δ=1,8(Т2
)¼=1,8(105,4)¼= 6мм

Толщину стенки принимаем равной 7 мм (dmin
=6).

9.5 Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления

а) Способ смазывания.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.

б) Выбор сорта масла.
Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях sн
и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100.

в) Определение количества масла. Объем масляной ванны Vм
определяем из расчета ~0,5 … 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм
=(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм3
.

Необходимое количество масла примем равным 4 л.

г) Определение уровня масла.
Определяется по формуле:

hм
=(0,1…0,5)d1
=3мм

д) Контроль уровня масла.
Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора.

е) Слив масла.
Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .

9.5.2 Смазывание подшипников

Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Задача 10. Проверочные расчеты

10.1 Проверочный расчет шпонок

Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 12x8x34.

Условие прочности на смятие:

см
= 2Т/( Aсм
· d) ≤ [см
], (11.1)

где Т — крутящий момент на тихоходном валу ; Асм
– площадь смятия;

Асм
= (0,94 h — t1
) lр
, (11.2)

где lр
= l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t1
= 5 мм; h = 8 мм;

Асм
= (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм2
,

см
= 2 · 105,4 · 103
/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм2
≤ []см
= 190 Н/мм2

Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 10x8x26.

lр
= l – b = 26 – 10 = 16 мм; t1
= 5 мм; h = 8 мм;

Асм
= (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм2
,

σсм
= 2 · 105,4 · 103
/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм2
≤ [σ]см
= 190 Н/мм2

10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения экв
, Н/мм2
:

экв
= 1,3 Fp
/ A ≤ [], (11.3)

где Fp
— расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,

Fp
= [Кз
(1 — х) + х] Fв
, (11.4)

Fв
= 0,5; Ry
= 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где Ry
— большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н.

х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27;

Кз
— коэффициент затяжки, Кз
= 1,5;

Fp
= [1,5 · (1 — 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H;

A — площадь опасного сечения винта, мм2
:

А =  dp
2
/ 4, (11.5)

dp
≈ d2
— 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d2
— наружный диаметр винта, d2
= 12 мм.

dp
≈ 12 — 0,94 · 1,75 = 10,355 мм,

А = 3,14 · 10,3552
/ 4 = 84,17 мм2
.

[] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · 
= 0,25· 300 = 75 H/мм2
.

экв
= 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм2

10.3 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.

Условие прочности:

S ≥ [S], (11.6)

где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.

1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:

а
= М·103
/ Wнетто
, (11.7)

a
= Мкр
·103
/ (2·Wρнeтто
), (11.8)

где — a
и a
амплитуда напряжения и цикла соответственно;

М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,

Н · м;

Мкр
— крутящий момент, Н · м;

Wнетто
— осевой момент сопротивления сечения вала, мм3
;

нетто
— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3
;

а
= 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм2
,

a
= 3 Н / мм2
.

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

(K
)D
= K
/ Kd
+ KF
– 1, (11.9)

(K
)D
= K
/ Kd
+ KF
– 1, (11.10)

где К
и K
— эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF
— коэффициент влияния шероховатости;

(K
)D
= 1,65 / 0,73 + 1, 5 — 1 = 2,76

(K
)D
= 1,45/ 0,73 + 1,5 — 1 = 2,49

3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм2
:

(-1
)D
=  -1
/ (K)D
= 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм2
,

( -1
)D
=  -1
/ (K)D
= 0,58  -1
/ (K
)D
= 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм2
,

где —  -1
и -1
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2
.

4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s
= (-1
)D
/ a
= 148,55 / 32,2 = 4,61,

s
= (-1
)D
/ a
= 95,5 / 3 = 31,83.

5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s
s
/√s
2
+ s
2
= 4,61 · 31,83 / √4,61 2
+ 31,83 2
= 4,56≥ [S] = 1,5.

6. Рассмотрим опасное сечение на 2-й ступени быстроходного вала

а
= 70,7·1000 / 1562,5 = 45,25 Н / мм2
,

a
= 70,7·1000 / (2·0,2·15625) = 11,3 Н / мм2
.

7. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s
= (-1
)D
/ a
= 148,55 / 45,25 = 3,28,

s
= (-1
)D
/ a
= 95,5 / 11,3 = 8,45.

8. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s
s
/√s
2
+ s
2
= 3,28·8,45 / √3,28 2
+ 8,45 2
= 3,06 ≥ [S] = 1,5.

9. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала:

а
= 102 · 1000 / 0,1 · 74088 = 13,8 Н / мм2
,

a
= 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 74088) = 3,5 Н / мм2
.

10. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s
= (-1
)D
/ a
= 148,55 / 13,8 = 10,76

s
= (-1
)D
/ a
= 95,5 / 3,5 = 27,3

11. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s
s
/√s
2
+ s
2
= 10,76 · 27,3 / √10,76 2
+ 27,3 2
= 10 ≥ [S] = 1,5.

12. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала на 2-й ступени:

а
= 102 · 1000 / 4287,5 = 23,8 Н / мм2
,

a
= 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 42875 ) = 6,1 Н / мм2
.

13. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s
= (-1
)D
/ a
= 148,55 / 23,8 = 6,24

s
= (-1
)D
/ a
= 95,5 / 6,1 = 15,65

14. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s
s
/√s
2
+ s
2
= 6,24 · 15,65 / √6,24 2
+ 15,65 2
= 5,8 ≥ [S] = 1,5.

Таблица 10.1 Результаты проверочных расчетов

Элемент колеса Параметр Значение, мм
Обод Диаметр da
= 130
Толщина

S = 2,2 m + 0,05 b2
=

= 2,2 ∙ 1,5 + 0,05 ∙ 26= 4,6=5

Ширина b2
= 26
Ступица Диаметр внутренний d = d3
=42
Диаметр внешний dст
= 1,55 d = 1,55 ∙ 42 = 65
Толщина dст
≈ 0,3 d = 0,3 ∙ 42 = 13
Длина lст
= 1,2· d = 1,2∙ 42 = 50
Диск Толщина

C = 0,5(S + dст
) =

= 0,5 (5 + 13) = 9

Радиус

закруглений и уклон

R≥6°, g≥7°

Задача 11. Технический уровень редуктора

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим отношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» является вращающий момент Т2
, Н·м. Мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг.

11.1 Определение массы редуктора

Масса редуктора определяется по формуле:

m = φ∙r ∙V·10-9
, (12.1)

где φ – определяем по графику 12.1 [1, с.263] (φ = 0,465);

r — плотность чугуна (r = 7400 кг/м3
);

V – условный объем редуктора:

V = LxBxH = 258x170x197 = 8640420 мм3
.

m = 0,465∙7400∙8640420∙10 -9
= 29,7 кг.

11.2 Определение критерия технического уровня редуктора

 = m / T2
, (12.2)

где Т2
– вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

 = 29,7 / 105,4 = 0,282

Полученные данные представляем в виде табл. 12.1.

Таблица 11.1 Технический уровень редуктора

Детали Напряжение, Н/мм2 Детали Коэффициент запаса прочности
расчетное  допускаемое [] pасчетный s допуска-емый s
Шпонки Т 174,3 190 Вал Б 4,56 1,5
Т 95 190 Б 3,06 1,5

Стяжные

винты

30 75 Т 10 1,5
Т 5,8 1,5

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1991

2. Иванов М.Н. Детали машин. М., 1984

Поделиться:
Нет комментариев

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Все поля обязательны для заполнения.

Тип редуктора Масса m, кг

Момент

Т2
, Н·м

Критерий

Вывод
Цилиндрический 29,7 105,4 0,282

Технический уровень

низкий; редуктор морально

устарел