Проект привода редуктора электродвигателя

MyВ = 1782,902 * 65 = 115888,656 H · мм

MмВ = Fм1 · (LАБ + LБВ) - R(м1) · LБВ(11.6)

MмВ = 2160 * (120 + 65) - 4233,6 * 65 = 124416 H · мм

MВ = (MxВ2 + MyВ2)1/2 + MмВ = (42180,0292 + 115888,6562)1/2 + 124416 = 247742,134 H · мм(11.7)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MмГ = Fм1 · (LАБ + LБВ + LВГ) - R(м1) · (LБВ + LВГ)(11.8)

MмГ = 2160 * (120 + 65 + 60) - 4233,6 * (65 + 60) = 0 H · мм

MГ = (MxГ2 + MyГ2)1/2 + MмГ = (02 + 02)1/2 + 0 = 0 H · мм(11.9)

10.2 Эпюры моментов 1-го вала

10.3 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T1 = 143003,643 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

Сечение А.

Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.10)

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.11)

tv = 0,5 · 143003,643 / 16269,952 = = 4,395 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D)(11.12)

Wк нетто = 3,142 · 453 / 16 - 16 · 6 · (45 - 6)2/ (2 · 45) = 16269,952 мм3

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 4,395 + 0,1 · 4,395) = 17,699.

Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fм1 = 226 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 226 мм, Находим изгибающий момент в сечении:

Mизг. = Tм1 · l / 2 = 2160 · 226 / 2 = 244080 Н·мм.(11.13)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.14)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 37815,822 / 7323,776 = 33,327 МПа,(11.15)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D)(11.16)

Wнетто = 3,142 · 453 / 32 - 16 · 6 · (45 - 6)2/ (2 · 45) = 7323,776 мм3,

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 452 / 4) = 0 МПа, где(11.17)

Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 33,327 + 0,2 · 0) = 4,61.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 4,61 · 17,699 / (4,612 + 17,6992)1/2 = 4,461(11.18)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.19)

[sст.] = sт / [S] = 1364 / 2,5 = 545,6 МПа, здесь (11.20)

sт = 1364 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (33,3272 + 3 · 4,3952) = 41,022 МПа Ј <= [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

Сечение Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.21)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 259200 / 12271,846 = 21,122 МПа,(11.22)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 503 / 32 = 12271,846 мм3(11.23)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 502 / 4) = 0 МПа,(11.24)

здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks/es = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 21,122 + 0,2 · 0) = 4,965.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.25)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.26)

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 143003,643 / 24543,6932,913 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 503 / 16 = 24543,693 мм3(11.27)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt/et = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 2,913 + 0,1 · 2,913) = 28,176.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 4,965 · 28,176 / (4,9652 + 28,1762)1/2 = 4,89(11.28)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.29)

[sст.] = sт / [S] = 1364 / 2,5 = 545,6 МПа, здесь sт = 1364 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (21,1222 + 3 · 2,9132)1/2 = = 26,06 МПа Ј [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

10.4 Расчёт моментов 2-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MА = (MxА2 + MyА2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм(11.30)

MxБ = Ry3 · LАБ(11.31)

MxБ = (-2734,798) * 65 = -177761,882 H · мм

MyБ = Rx3 · LАБ(11.32)

MyБ = 2891,219 * 65 = 187929,214 H · мм

MБ = (MxБ2 + MyБ2)1/2 = (-177761,8822 + 187929,2142)1/2 = 258682,578 H · мм(11.33)

MxВ' = Ry3 · (LАБ + LБВ) + Fr2 · LБВ(11.34)

MxВ' = (-2734,798) * (65 + 215) + 1351,924 * 215 = -475079,831 H · мм

MxВ" = Ry3 · (LАБ + LБВ) + Fr2 · LБВ + Fa3 · sin(a3) · d3(пер.2) / 2(11.35)

MxВ" = (-2734,798) * (65 + 215) + 1351,924 * 215 + 5462,147 * (sin(270) * 86,4 / 2) = -711044,582 H · мм

MyВ = Rx3 · (LАБ + LБВ) + Ft2 · LБВ(11.36)

MyВ = 2891,219 * (65 + 215) + 3714,38 * 215 = 1608132,932 H · мм

MВ' = ((MxВ')2 + (MyВ')2)1/2 = (-475079,8312 + 1608132,9322)1/2 = 1676839,996 H · мм(11.37)

MВ" = ((MxВ")2 + (MyВ")2)1/2 = (-711044,5822 + 1608132,9322)1/2 = 1758316,218 H · мм(11.38)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MГ = (MxГ2 + MyГ2)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H · мм(11.39)

10.5 Эпюры моментов 2-го вала

10.6 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 980075,29 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 35Х. Для этого материала:

- предел прочности sb = 1020 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,35 · sb + 100 = 0,35 · 1020 + 100 = 457 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 457 = 265,06 МПа.

Сечение Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 22 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.40)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 258682,578 / 37789,007 = 6,845 МПа,(11.41)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ D(11.42)

Wнетто = 3,142 · 803 / 32 - 22 · 9 · (80 - 9)2/ 80 = 37789,007 мм3,

где b=22 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 5462,147 / (3,142 · 802 / 4) = 1,087 МПа,(11.43)

здесь: Fa = 5462,147 МПа - продольная сила,

- ys = 0,27 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,9 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 457 / ((1,9 / (0,65 · 0,97)) · 6,845 + 0,27 · 1,087) = 21,844.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.44)

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.45)

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 980075,29 / 88054,495,565 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ D(11.46)

Wк нетто = 3,142 · 803 / 16 - 22 · 9 · (80 - 9)2/ 80 = 88054,49 мм3,

где b=22 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,9 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 265,06 / ((1,9 / (0,65 · 0,97)) · 5,565 + 0,1 · 5,565) = 15,298.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 21,844 · 15,298 / (21,8442 + 15,2982)1/2 = 12,531(11.47)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.48)

[sст.] = sт / [S] = 2821 / 2,5 = 1128,4 МПа, здесь sт = 2821 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (6,8452 + 3 · 5,5652)1/2 = = 14,187 МПа Ј [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

10.7 Расчёт моментов 3-го вала

MxА = 0 Н · мм

MyА = 0 Н · мм

MмА = 0 Н · мм

MА = (MxА2 + MyА2)1/2 + MмА = (02 + 02)1/2 + 0 = 0 H · мм(11.49)

MxБ' = Ry5 · LАБ(11.50)

MxБ' = 10701,517 * 115 = 1230674,408 H · мм

MxБ" = Ry5 · LАБ + Fa4 · sin(a4) · d4(пер.2) / 2(11.51)

MxБ" = 10701,517 * 115 + (-5462,147) * sin(90) * 543,602 / 2 = -253942,608 H · мм

MyБ = Rx5 · LАБ(11.52)

MyБ = (-11343,464) * 115 = -1304498,36 H · мм

MмБ = R5(м2) · LАБ(11.53)

MмБ = 11747,57 * 115 = 1350970,55 H · мм

MБ' = ((MxБ')2 + (MyБ')2)1/2 + MмБ = (1230674,4082 + -1304498,362)1/2 + 1350970,55 = 3144368,295 H · мм(11.54)

MБ" = ((MxБ")2 + (MyБ")2)1/2 + MмБ = (-253942,6082 + -1304498,362)1/2 + 1350970,55 = 2679956,186 H · мм(11.55)

MxВ = 0 Н · мм

MyВ = 0 Н · мм

MмВ = R5(м2) · (LАБ + LБВ)(11.56)

MмВ = 11747,57 * (115 + 115) = 2701941,1 H · мм

MВ = (MxВ2 + MyВ2)1/2 + MмВ = (02 + 02)1/2 + 2701941,1 = 2701941,1 H · мм(11.57)

MxГ = 0 Н · мм

MyГ = 0 Н · мм

MмГ = R5(м2) · (LАБ + LБВ + LВГ) - R4(м2) · LВГ(11.58)

MмГ = 11747,57 * (115 + 115 + 140) - 31047,149 * 140 = 0 H · мм

MГ = (MxГ2 + MyГ2)1/2 + MмГ = (02 + 02)1/2 + 0 = 0 H · мм(11.59)

10.8 Эпюры моментов 3-го вала

10.9 Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T3 = 5959580,023 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

Сечение Б.

Диаметр вала в данном сечении D = 140 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 36 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 12 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.60)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 3144368,295 / 218835,227 = 14,369 МПа,(11.61)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ D(11.62)

Wнетто = 3,142 · 1403 / 32 - 36 · 12 · (140 - 12)2/ 140 = 218835,227 мм3,

где b=36 мм - ширина шпоночного паза; t1=12 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 5462,147 / (3,142 · 1402 / 4) = 0,355 МПа,(11.63)

здесь: Fa = 5462,147 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,7 · 0,97)) · 14,369 + 0,2 · 0,355) = 8,789.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.64)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.65)

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 5959580,023 / 488226,7976,103 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ D(11.66)

Wк нетто = 3,142 · 1403 / 16 - 36 · 12 · (140 - 12)2/ 140 = 488226,797 мм3,

где b=36 мм - ширина шпоночного паза; t1=12 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,59 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 194,532 / ((1,7 / (0,59 · 0,97)) · 6,103 + 0,1 · 6,103) = 10,381.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 8,789 · 10,381 / (8,7892 + 10,3812)1/2 = 6,708(11.67)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.68)

[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (14,3692 + 3 · 6,1032)1/2 = = 21,406 МПа Ј [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

Сечение В.

Диаметр вала в данном сечении D = 130 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.69)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 2701941,1 / 215689,971 = 12,527 МПа,(11.70)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 1303 / 32 = 215689,971 мм3(11.71)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 5462,147 / (3,142 · 1302 / 4) = 0,412 МПа,(11.72)

здесь: Fa = 5462,147 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks/es = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 12,527 + 0,2 · 0,412) = 8,355.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.73)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.74)

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · 5959580,023 / 431379,9416,908 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 1303 / 16 = 431379,941 мм3(11.75)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt/et = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,908 + 0,1 · 6,908) = 11,882.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 8,355 · 11,882 / (8,3552 + 11,8822)1/2 = 6,835(11.76)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.77)

[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (12,5272 + 3 · 6,9082)1/2 = = 20,788 МПа Ј [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

Сечение Г.

Диаметр вала в данном сечении D = 125 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:(11.78)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто(11.79)

tv = 0,5 · 5959580,023 / 368683,197 = = 8,082 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D)(11.80)

Wк нетто = 3,142 · 1253 / 16 - 28 · 10 · (125 - 10)2/ (2 · 125) = 368683,197 мм3

где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,59 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 194,532 / ((1,7 / (0,59 · 0,97)) · 8,082 + 0,1 · 8,082) = 7,839.

ГОСТ 16162-85 или ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" указывают на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки должна быть для тихоходного вала:

Fконс. = 250 · (T3)1/2 = 250 · (5959,58)1/2 = 19299,579 Н,

где T3 = 5959,58 Н·м - момент на валу.

Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 80 мм, Находим изгибающий момент в сечении:

Mизг. = Fконс. · l / 2 = 19299,579 · 80 / 2 = 771983,16 Н·мм.(11.81)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm) , где:(11.82)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 244122,511 / 176935,598 = 4,363 МПа,(11.83)

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 - b · t1 · (D - t1)2/ (2 · D)(11.84)

Wнетто = 3,142 · 1253 / 32 - 28 · 10 · (125 - 10)2/ (2 · 125) = 176935,598 мм3,

где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 1252 / 4) = 0 МПа, где(11.85)

Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,7 · 0,97)) · 4,363 + 0,2 · 0) = 28,998.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2)1/2 = 28,998 · 7,839 / (28,9982 + 7,8392)1/2 = 7,567(11.86)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max = Kп · sэкв. = Кп · (sv2 + 3 · tv2)1/2 Ј [sст.] , где:(11.87)

[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь (11.88)

sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max = 1,2 · (4,3632 + 3 · 8,0822) = 17,595 МПа Ј <= [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

11. Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

Dt = tм - tв = Pтр · (1 - h) / (Kt · A) Ј [Dt],(12.1)

где Ртр = 11,287 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:

Dt = 11287 · (1 - 0,886) / (15 · 0,73) = 117,508o > [Dt],

где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Для уменьшения Dt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

Dt / [Dt] = 117,508 / 50 = 2,35, сделав корпус ребристым.

12. Выбор сорта масла

Для уменьшения потерь, мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Масло заливается внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 11,287 = 2,822 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 1126,593 МПа и скорости v = 0,466 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*).

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой, для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку-отдушину.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.

13. Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

14. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.

Размещено на Allbest.ru