Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Привод люлечного элеватора

1 - двигатель, 2 - муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 - цепная передача, 4 - цилиндрический редуктор, 5 - люлечный элеватор, 6 - ведущая звездочка, 7 - ведомая звездочка.

Тяговая сила цепи F, кН -2,0

Скорость грузовой цепи v, м/с -1,5

Шаг грузовой цепи р, мм -125

Число зубьев звездочки z -10

Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи д, %-6

Срок службы привода L_г, лет 5

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного Элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 5 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 1 - число смен привод люлечный элеватор вал редуктор

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·5·0,82·8·1·1 = 11972 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 1010³ часов.

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 2,0·1,5 = 3,0 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_зпз_опз_пк²з_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_зп = 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи,

з_оп = 0,93 - КПД открытой цепной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

з = 0,98·0,97·0,93·0,995²·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 3,00/0,866 = 3,46 кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6 [1c.391]:

мощность - 4,0 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 950 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения рабочего вала привода

n_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·1,5/(10·125) = 72 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 950/72 = 13,20

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для цилиндрической передачи 2?6,3

- для открытой цепной 2?5.

Принимаем для цилиндрической передачи u₁ = 4,0, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 13,20/4,0 = 3,3

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950р/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/4,0 = 238 об/мин ₂= 238р/30 = 24,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 238/3,3 = 72 об/мин ₃= 72р/30 = 7,53 рад/с

Фактическое значение скорости тяговой цепи

v = zpn₃/6·10⁴ = 10·125·72/6·10⁴ = 1,5 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 3460·0,98·0,995 = 3374 Вт

P₂ = P₁з_зпз_пк = 3374·0,97·0,995 = 3256 Вт

P₃ = P₂з_опз_пс = 3256·0,93·0,99 = 3000 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 3374/99,5 = 33,9 Н·м

Т₂ = 3256/24,9 =130,8 Н·м

Т₃ = 3000/7,53 = 398,4 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	3,374	33,9
Ведомый редуктора	238	24,9	3,256	130,8
Рабочий привода	72	7,53	3,000	398,4

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.49], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ230 [1c.50],

колесо: термообработка - нормализация - НВ180.

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.51],

N = 573щL_h = 573·24,9·10·10³ = 14,3·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H0 = 1,8HB+67 = 1,8·180+67 = 391 МПа.

[у]_H = 1·391 = 391 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·230 = 237 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·180 = 186 МПа.

[у]_F1 = 1·237 = 237 МПа.

[у]_F2 = 1·186 = 186 МПа.

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ш_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(4,0+1)[130,8·10³·1,0/(391²·4,0²·0,315)]^1/3 = 119 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·125·4,0/(4,0 +1) = 200 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,315·125 = 40 мм.

m > 2·5,8·130,8·10³/200·40·186 = 1,02 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

в - угол наклона зубьев

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/40) = 10°

z_c = 2·125cos10°/2,0 = 123

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 123/(4,0 +1) = 25

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-z₁ = 123 - 25 = 98;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ = 98/25 = 3,92,

Отклонение фактического значения от номинального

(4,00 - 3,92)100/4,0 = 2,0%, допустимо 4%.

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1232/2125 = 0,9840 =10,26°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (98+25)·2,0/2cos10,26° = 125 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·25/0,984 = 50,81 мм,

d₂ = 2,0·98/0,984 = 199,19 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 50,81+2·2,0 = 54,81 мм

d_a2 = 199,19+2·2,0 = 203,19 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 50,81 - 2,5·2,0 = 45,81 мм

d_f2 = 199,19 - 2,5·2,0 = 195,19 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,315·125 = 40 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 40+5 = 45 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 24,9·199,19/2000 = 2,48 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₂/d₂ = 2·130,8·10³/199,19 = 1314 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 1314tg20?/0,984 = 486 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 1314tg10,26° = 238 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

К_Нб = 1,09 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

у_H = 376[1314(3,92+1)1,09·1,0·1,04/(199,19·40)]^1/2 = 361 МПа.

Недогрузка (391 - 361)100/391 = 7,7% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 10,26/140 = 0,926,

K_Fб = 1,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,10 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 25 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 25/0,984³ = 26,2 > Y_F1 = 3,87,

при z₂ = 98 > z_v2 = z₂/(cosв)³ = 98/0,984³ = 102,8 > Y_F2 = 3,60.

у_F2 = 3,60·0,926·1314·1,0·1,0·1,10/2,0·40 = 60,2 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 60,2·3,87/3,60 = 64,7 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

К_э - коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сКК_регК_р,

где К_д = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 - смазка периодическая,

К = 1,0 - положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 - нерегулируемая передача,

К_р = 1 - работа в одну смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ - число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 - 2u = 29 - 23,3 = 22,4,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 23

р = 2,8(130,810³1,88/2330)^1/3 = 20,1 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 25,4 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 7,92 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 15,88 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 28,5 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 233,3 = 75,9

Принимаем z₂ = 75

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 75/23 = 3,26

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Дu = (3,3 - 3,26)100/3,3 = 1,2% допустимо 4%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² - 8²]^0,5}

где L_p - число звеньев цепи,

z_c - суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 23+75 = 98,

= (z₂ - z₁)/2 = (75 - 23)/2 = 8,28.

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,598 + 8,28²/40 = 130,7

где а_р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 130

а_р = 0,25{130 - 0,598+[(130 - 0,598)² - 88,28²]^0,5} = 39,6

a = a_pp = 39,625,4 = 1006 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 130,7·25,4 = 3320 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 25,4/[sin(180/23)] = 186 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 25,4/[sin(180/75)] = 606 мм.

Диаметры выступов

D_e = p(K+K_z - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

К_z - коэффициент числа зубьев

= р/d₁ = 25,4/7,92 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/23 = 7,28,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/75= 23,86,

D_e1 = 25,4(0,7+7,28 - 0,31/3,21) = 200 мм,

D_e2 = 25,4(0,7+23,81 - 0,31/3,21) = 620 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д - (d₁ - 0,175d_д^0,5)

D_f1= 186 - (7,92 - 0,175186^0,5) = 176 мм

D_f2= 606 - (7,92 - 0,175606^0,5) = 594 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b₃ - 0,15 = 0,9315,88 - 0,15 = 14,62 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 14,62+21,6 = 17,82 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/25,4 = 591 об/мин

Условие n = 238 < [n] = 591 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 423238/60130 = 2,8

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/25,4 = 20

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2325,4238/6010³ = 2,32 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 3256·10³/2,32 = 1404 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 7,9215,88 = 126 мм³.

р = 14041,88/126 = 20,9 МПа.

Условие р < [p] = 28,5 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v - центробежная сила

F₀ - натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 2,62,32² =14 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,862,61,006 = 154 H

где k_f = 6 - для горизонтальной передачи.

s = 60000/(11404+14+154) = 38,2 > [s] = 8,6 [1c.94].

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,151404+2154 = 1922 H.

где k_в = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная

F_t = 1314 Н

радиальная

F_r = 486 H

осевая

F_a = 238 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·33,9^1/2 = 582 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 1922 H.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10?20 МПа

Диаметр быстроходного вала



где Т - передаваемый момент;

d₁ = (33,9·10³/р10)^1/3 = 26 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 32 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)32 = 2538 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм; длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (130,8·10³/р15)^1/3 = 35 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2540 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40+3,22,5 = 48,0 мм,

принимаем d₃ = 48 мм.

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 = 74 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 40 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·40 = 6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 = 10 мм

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №208 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	D мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№208	40	80	18	32,0	17,8

8. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 41F_t - 82B_X + F_м 72 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = [1314·41 + 582·72]/82 = 1168 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X + F_М - F_t =1168 + 582 -1314 = 436 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1168·41 = 47,9 Н·м

M_X2 = 582·72 = 41,9 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 41F_r - 82B_Y - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (486·41 -238·50,81/2)/82 = 169 H

A_Y = F_r - B_Y = 486 - 169 = 317 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 317·41 = 13,0 Н·м

M_Y = 169·41 = 6,9 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (436² + 317²)^0,5 = 539 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1168² + 169²)^0,5 =1180 H

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 238/13,710³ = 0,017 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =238/1180= 0,20 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r = В - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,3- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·1180+0)1,1·3 = 1534 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 1534(573·99,5·10000/10⁶)^1/3 =12720 Н < C = 25,5 кН

Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 44F_t - 88D_X + 168F_в = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

D_X = [1314·44 + 1922·168]/88 = 4326 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

C_X = D_X - F_t - F_в = 4326 -1314 - 1922 =1090 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1090·44 = 48,0 Н·м

M_X2 =1922·80 =153,8 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 44F_r1+F_a2d₂/2 - 88D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

D_Y = [486·44 +238·199,19/2]/88 = 512 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

C_Y = D_Y - F_r = 512 - 486 = 26 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 26·44 = 1,1 Н·м

M_X2 = 512·44 = 22,5 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (1090² + 26²)^0,5 =1090 H

D = (4326² + 512²)^0,5 = 4356 H

Отношение F_a/C_o = 238/17,810³ = 0,013 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/B =238/4356= 0,05 > e, следовательно Х=0,56; Y=2,4

Эквивалентная нагрузка

Р = (0,56·1·4356+2,4·238)1,3·1 = 3914 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 3914(573·24,9·10000·10⁶)^1/3 = 20452 Н < C = 32,0 кН

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8?7?32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·33,9·10³/30(7-4,0)(32-8) = 31,4 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14?9?32. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·130,8·10³/48(9-5,5)(32-14) = 86,5 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 10?8?40. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·130,8·10³/35(8-5,0)(40-10) = 83,0 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

9. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 41,9 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 41,9·10³/4,21·10³ = 10,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 33,9·10³/2·8,42·10³ = 4,0 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5·10,0 = 9,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,50·4,0 + 0,1·4,0) = 18,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 9,6·18,8/(9,6² + 18,8²)^0,5 = 8,5 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 153,8 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ =12,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 153,8·10³/6,28·10³ = 24,5 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =130,8·10³/2·12,6·10³ = 5,2 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,6; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,6·24,5 = 3,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,60·5,2 + 0,1·5,2) =13,9

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 3,8·13,9/(3,8² +13,9²)^0,5 = 3,6 > [s] = 2,5

10. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)4,49 3 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,5 м/с и контактном напряжении у_в=391 МПа =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 63 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·29,7 = 45 Н·м < [T]

Условие выполняется

12. Конструктивные элементы корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025а_т + 3 = 0,025·125 + 1 = 4,1 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

13. Конструирование сварной рамы

Проектируем раму, сваренную из элементов проката.

Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет представлять основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.

Опорные поверхности - платики, на которые устанавливают редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5 - 6 мм.

Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М12 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора болтами М16.

Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки муфты с целью их ограждения.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru