МОРФ
КП 1202.01.158.18.01. ИАТ
Привод ленточного конвейера.
Пояснительная записка.
Зав. Отделением: Преподаватель:
Пахомова А.Ф. Литовка Н.Н.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
Зав. Циклом: Студент:
Миронов А.А. Протасов С.И.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
2003
Содержание:
1 Задание на курсовое проектирование.
2 Описание привода ленточного конвейера.
3 Подбор электродвигателя.
4 Расчет передач.
5 Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.
6 Первая эскизная компоновка редуктора.
7 Конструирование зубчатых колёс и валов.
8 Схема нагружения валов в пространстве.
9 Подбор и проверочный расчёт шпонок.
10 Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.
11 Проверочный расчёт валов.
12 Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
13 Вторая эскизная компоновка редуктора.
14 Подбор и проверочный расчёт муфты.
15 Выбор смазки редуктора.
16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.
17 Сборка и разборка редуктора.
18 Список используемой литературы.
1.Задание на курсовое проектирование
Р3
= 3,5 КВт n3
= 200 об/мин.
2.Описание привода ленточного конвейера
Привод состоит из электродвигателя, механической муфты, двух ступенчатого редуктора. В приводе применяется асинхронный двигатель. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных
в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности
от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора: понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению
с ведущим валом.
Достоинство редуктора:
1. Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;
2. Малые габариты;
3. Большая долговечность;
4. Высокий КПД;
5. Постоянное передаточное число;
6. Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;
7. Простота обслуживания.
Недостатки редуктора:
1. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
2. Шум при работе.
В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.
3.Подбор электродвигателя
3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6[u1]
)
h1
– зубчатой передачи.
h2
– муфты.
h1= 0.98 h2
= 0.98
h = h 1
2
× h2
= 0.982
× 0.98 =0,94
3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
R1- мощность на входе привода.
P3- мощность на выходе из привода.
R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт
3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)
| 3000 |
1500 |
1000 |
750 |
|
| 4 |
100L/2880 |
100L/1430 |
112MB6/950 |
132S8/720 |
3.4 Предварительное определение передаточных чисел.
U-общее передаточное число.
n дв
- частота вращения двигателя .
n3 – частота вращения выходного вала.
U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4
U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1
U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7
U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6
3.5 Окончательный подбор типа двигателя
Марка100S2
Частота вращения 2880 об/мин
3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)
U1 – передаточное число быстроходной ступени.
U2 – передаточное число тихоходной ступени.
U2 = 0,88Ö U = 0.88Ö 14,4 = 3,3
U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3
3.6 Определение частоты вращения каждого вала
n1 = nдв = 2880 об/мин
n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин
n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин
3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала
по заданию n3
½
= 200 об/мин
по расчетам n3
= 202,9 об/мин
n3
½
– n3
/ n3
½
× 100% = 200 – 202,9 / 200 × 100% = -1,45% < 4%
(в пределах нормы).
3.8 Определениеугловой скорости каждого вала
w = П × n / 30
w1 = П × n1 / 30 = 3,14 × 2880 / 30 =301,44 рад/с
w2 = П × n2 / 30 = 3,14 × 669,7 / 30 = 70,1 рад/с
w3 = П × n3 / 30 = 3,14 × 202,9 / 30 = 21,2 рад/с
3.9 Определение мощности на каждом валу
Р1 = Р1
½
× h муфты = 3,72 × 0,98 = 3,65 К Вт
Р2 = Р1 × h зубчатой передачи = 3,65 × 0,98 = 3,57 К Вт
Р3 = Р2 × h зубчатой передачи = 3,57 × 0,98 = 3,5 К Вт
3.10 Определение вращающего момента на валах
Т = Р / w
Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм
Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм
Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм
4.Расчёт передач
4.1 Первая передача
4.1.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с
Выход Т2 =50,9 Нм
Передаточное число U1 = 4,3
4.1.2 Подбор материала
Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw
=49,5 (U +1 )× 3
Ö KHB
T1
/ Yа
× U1
×[s н
]2
aw
= 49,5 ×( 4,3 + 1 ) × 3
Ö 1 ×12,1 × 103
/ 0,4 × 4,3 × (401,8)3
= 88 мм.
Принять расстояние aw
= 90 мм.
4.1.6 Определение модуля зубьев
m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12
Принять модуль m = 1
4.1.7 Определение числа зубьев
ZS
= 2aw
/ m = 2 ×90 / 1 =180
Z1
= ZS
/ ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)
Z2
= ZS
- Z1
= 180 – 34 = 146 (колеса)
4.1.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2
/ Z1
= 146 / 34 = 4,3
4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1
= Z1
× m = 34 × 1 = 34мм (шестерни)
d2
= Z2
×m = 146 × 1 = 146мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1
= d1
+ 2 × m = 34 + 2 × 1 = 36мм (шестерни)
dа2
= d2
+ 2 × m = 146 + 2 ×1 =148мм (колеса)
Ширина колеса b2
=Ya
×aw
= 0,4 × 90 = 36мм
Ширина шестерни b1
= b2
+ 5 = 36 + 5 = 41мм
4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w1
× d1
/ 2 = 301,4 × 34 / 2 = 5,1 м/с.
Принимаем u = 6 м/с.
4.1.11 Окружная сила
Ft
1
= 2 × T1
/ d1
= 2 × 12,1 × 103
/ 34 = 712 H
4.1.12 Принять коэффициенты
KH
u
= 1,2 KH
b
= 1.2
KH
u
= 1,4 KF
b
= 1,52
Ybd
= b2
/ d1
= 36 / 34 = 1,05
4.1.13 Расчёт контактного напряжения
sН
= 436 × Ö (Ft
/ d1
× b1
) × (U + 1 / U) × KH
b
× KH
u
sН
= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа
4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1
=34 YF
1
= 3,76
для колеса Z2
=146 YF
2
= 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2
= YF2
× (Ft
/ b2
×m) × KF
b
×KF
u
= 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151
151 < [s]F2
sF1
= YF1
× (Ft
/ b2
×m) × KF
b
×KF
u
= 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158
158 < [s]F
1
4.2 Вторая передача
4.2.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т2
= 50,9 Нм
Выход Т3
= 165,2 Нм
Передаточное число U =3,3
4.2.2 Подбор материала
Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw
= 49,5 ( U2
+1 )× 3
Ö KHB
T2
/ Yа
× U2
×[s н
]2
aw
= 49,5 ( 3,3 +1) × 3
Ö 1 × 50,9 × 103
/ 0,4 × 3,3 × (401,8)3
=132,9мм
Принять расстояние aw
=134мм.
4.2.6 Определение модуля зубьев.
m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5
Принять модуль m = 2
4.2.7 Определение числа зубьев
ZS
= 2aw
/ m = 2 ×134 / 2 =134
Z1
= ZS
/ ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)
Z2
= ZS
- Z1
= 134 – 31 = 103 (колеса)
4.2.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2
/ Z1
= 103 / 31 = 3,3
4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1
= Z1
× m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)
d2
= Z2
×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1
= d1
+ 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)
dа2
= d2
+ 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)
Ширина колеса b2
=Ya
×aw
= 0,4 × 134 = 54мм
Ширина шестерни b1
= b2
+ 5 = 54 + 5 = 59мм
4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w2
× d2
/ 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.
Принимаем u = 3 м/с.
4.2.11 Окружная сила
Ft
2
= 2 × T2
/ d1
= 2 × 50,9 × 103
/ 62 = 1642 H
4.2.12 Принять коэффициенты
KH
u
= 1,2 KH
b
= 1.14
KH
u
= 1,4 KF
b
= 1,28
Ybd
= b2
/ d1
= 54 / 62 = 0.86
4.2.13 Расчёт контактного напряжения
sН
= 436 × Ö (Ft
/ d2
× b1
) × (U + 1 / U) × KH
b
× KH
u
sН
= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа
4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1
=31 YF
1
= 3,78
для колеса Z2
=103 YF
2
= 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2
= YF1
× (Ft
/ b2
×m) × KF
b
×KF
u
= 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88
88 < [s]F2
sF1
= YF2
× (Ft
/ b2
×m) × KF
b
×KF
u
= 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92
92 < [s]F
1
5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников
5.1 Исходные данные
Первая ступень. Вторая ступень.
d1
= 34мм d1
= 62мм
d2
= 146мм d2
= 206мм
b1
= 41мм b1
=58мм
b2
= 36 b2
=54мм
5.1.2 Определение минимального диаметра вала
Dmin
1
= 5 × 3
Ö12,1 = 11мм
Dmin
2
= 5 × 3
Ö51 = 18мм
Dmin
3
= 5 × 3
Ö165 = 26мм
5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник
dП1
= 20
dП2
= 25
dП3
= 30
5.2 Выбор подшипников
| d |
D |
B |
r |
Cr
|
Cor
|
Dw
|
S |
|
| №304 |
20 |
52 |
15 |
2 |
15,9 |
7,8 |
10,24 |
4,8 |
| №305 |
25 |
62 |
17 |
2 |
22,5 |
11,4 |
11,8 |
5,5 |
| №206 |
30 |
62 |
16 |
1,5 |
19,5 |
10 |
10,24 |
4,8 |
6.Первая эскизная компановка
7.Конструирование зубчатых колёс и валов
7.1 Конструирование зубчатых колёс
7.1.1 Колесо первой ступени
Делительный диаметр d = 146мм
Диаметр вершин зубьев da
= d + 2×m = 146 +2×1 = 148мм
Диаметр впадин зубьев df
= d – 2.5×m = 146 – 2.5×1 = 143,5мм
Диаметр ступицы dст
= 1,55 × dв
= 1,55 × 30 = 46мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 1 + 0,05 × 36 = 4мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 36 = 11мм
7.1.2 Колесо второй ступени
Делительный диаметр d = 206мм
Диаметр вершин зубьев da
= d + 2×m = 206 +2×2 = 210мм
Диаметр впадин зубьев df
= d – 2.5×m = 206 – 2.5×2 = 201мм
Диаметр ступицы dст
= 1,55 × dв
= 1,55 × 36 = 55мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 2 + 0,05 × 54 = 8мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 54 = 16мм
7.2 Определение реакций опор.
7.2.1. Исходные данные первого вала:
Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft1 0,043 – y2 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,112 + y1 0,155= 0
Y2 = Ft1 0,043 / 0,155 = 712 0,043 / 0,155 = 197,5H
Y1 = -Ft1 0,112 / 0,155 = 712 0,112 / 0,155 = 514,5H
Ma = 0
Mb = y1 0,043 = 514,5 0,043 = 22,12Hм
Mc = y1 0,152 – Ft1 0,112 = 514,5 0,152 – 712 0,112 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4 0,155 = 0
Mc = Fr1 0,112 + X3 0,155 = 0
X2 = -Fr1 0,043 / 0,155 = 259 0,043 / 0,155 = 72H
X1 = Fr1 0,112 / 0,155 = 259 0,112 / 0,155 = 187H
Ma = 0
Mb = X1 0,043 = 187 0,043 = 8,041Hм
Mc = X1 0,155 – Fr1 0,112 = 187 0,155 – 259 0,112 =0
7.2.2. Исходные данные второго вала:
Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = -Ft1 0,043 – Fr2 0,103 +Y4 0,155= 0
Md = -Ft2 0,155 + Ft1 0,112 – Y3 0,155 = 0
Y4 = Ft1 0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H
Y3 = Ft2 c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H
Ma = 0
Mb = -y3 a = 1065,3 0,043 = 45,8Hм
Mc = -y3 0,103 – Ft1 0,06 = - 1065 0,103 + 712 0,06 = -67Нм
Md = -y3&#
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1 0,043 – X4 Fr2 0,103 + X4 0,155 = 0
Md = Fr2 0,052 - Fr1 0,112 - X3 0,155 = 0
X4 = Fr2 0,103 - Fr1 0,043 / 0,155 = 69,5 – 11,13 / 0,155 = 377,2H
X3 = Fr2 0,055 - Fr1 0,112 / 0,155 = 31,1 - 29 / 152 = 13,6H
Ma = 0
Mb = -X3 0,043 = 187 0,043 = -0,6Hм
Mc = -X3 0,103 – Fr1 0,06 = -1,4 – 15,5 = -1б,9Нм
Md = -X3 0,152 – Fr1 0,112 + Fr2 0,052 = -2,1 – 29 +31,1 = 0
7.2.3. Исходные данные тредтего вала:
Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft2 0,103 – y6 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,052 + y5 0б155 = 0
Y6 = Ft2 0,103 / 0,155 = 1642 0,103 / 0,155 = 1091H
Y5 = Ft2 0,052 / 0,155 =1642 0,052 / 0,155 = 550,9H
Ma = 0
Mb = y5 0,103 = 550,9 0,103 = 56,7Hм
Mc = y5 0,155 – Ft2 0,052 = 550,9 0,155 – 1642 0,052 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr2 0,103 – X6 0,155 = 0
Mc = -Fr2 0,052 + X5 0,155 = 0
X6 = -Fr2 0,103 / 0,155 = 598 0,103 / 0,155 = 397,4H
X5 = Fr2 0,052 / 0,155 = 598 0,112 / 0,155 = 200,6H
Ma = 0
Mb = X6 0,103 = 397,4 0,103 = 20,6Hм
Mc = X5 0,155 – Fr2 0,052 = 200,6 0,155 – 598 0,052 =0
8.Схема нагружения валов в пространстве
8.1 Схема нагружения
9.Подбор и проверочный расчет шпонок
9.1 Первый вал
Исходные данные.
d = 18мм ; Т2
= 50,9
Размеры шпонки.
b = 6мм; h = 6мм;t1
=3,5мм;t2
= 2,8мм;l = 20мм.
9.2 Второй вал
Исходные данные.
d = 30мм ; Т2
= 50,9
Размеры первой шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1
=5мм;t2
= 3,3мм;l = 20мм.
Размеры второй шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1
=5мм;t2
= 3,3мм;l = 50мм
9.3 Третий вал.
Исходные данные.
d1
= 36мм ;d2
=26; Т2
= 50,9
Размеры первой шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1
=5мм;t2
= 3,3мм;l = 40мм.
b = 10мм; h = 8мм;t1
=5мм;t2
= 3,3мм;l = 46мм.
10.Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности
10.1Подбор подшипников на первый вал
10.1.1Исходные данные:
w = 301; Кт
= 1; Кδ
= 1,2; υ = 1; Сr
= 15,9.
10.1.2Реакции опор
R1
= √ X1
2
+Y1
2
= √ 1872
+ 1542
= 547
R2
= √ X2
2
+Y2
2
= √ 722
+ 1972
= 210
R1
R2
10.1.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ
= υ ∙ R1
∙ Кδ
∙ Kт
= 1 ∙ 547 ∙1,2 ∙ 1 = 656
10.1.4Определение срока службы подшипников
L = 106
/ 572,4∙w ∙(Сr
/ Rэ
)3
= 106
/ 572,4 ∙ 301 ∙ (15900 / 656) = =82133 часов
10.2.1Исходные данные:
w = 70,1; Кт
= 1; Кδ
= 1,2; υ = 1; Сr
= 22,5.
10.2.2Реакции опор.
R3
= √ X3
2
+Y3
2
= √ 13,62
+ 1065,52
= 1065
R4
= √ X4
2
+Y4
2
= √ 377,22
+ 1288,42
= 1342
R4
R3
10.2.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ
= υ ∙ R4
∙ Кδ
∙ Kт
= 1 ∙ 1342 ∙1,2 ∙ 1 = 1610
10.2.4Определение срока службы подшипников
L = 106
/ 572,4∙w ∙(Сr
/ Rэ
)3
= 106
/ 572,4 ∙ 70,1 ∙ (22500 / 1610) = =67937 часов
10.3.1Исходные данные:
w = 21,2; Кт
= 1; Кδ
= 1,2; υ = 1; Сr
= 19,5.
10.3.2Реакции опор
R5
= √ X5
2
+Y5
2
= √ 2002
+ 5512
= 554,6
R6
= √ X6
2
+Y6
2
= √ 397,42
+ 10912
= 1393
R6
R5
10.3.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ
= υ ∙ R6
∙ Кδ
∙ Kт
= 1 ∙ 1393 ∙1,2 ∙ 1 = 1671
10.3.4Определение срока службы подшипников
L = 106
/ 572,4∙w ∙(Сr
/ Rэ
)3
= 106
/ 572,4 ∙ 21,2 ∙ (19,500 / 1671) = =96078 часов
11.Проверочный расчёт валов.
11.1 Вал № 1
11.1.1Сечение 1 -1 d = 18мм. Сталь 40Х.
Мх
= 0
Му
= 0
Мz
= Т1
= 12,1 Нм.
b = 6мм – ширина шпонки.
h = 6мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв
=800 МПа; δ-1
= 360 МПа; τ-1
= 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd
= 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf
= 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ
= 2,025 Н/мм2
– эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV
=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ
= 0,05
11.1.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ
)D
= ((Кσ
/ Кd
) + Kf
– 1)∙1 / КV
= 2,7
11.1.3 Предел выносливости вала:
(δ-1
)D
= τ-1
/ (Кδ
)D
= 133.3 Н/мм2
.
11.1.4 Полярный момент сопротивления:
Wk
= (П / 16)∙d3
– (b∙h (2 ∙ b – h)2
) / 16 ∙ d = 1032,03мм2
11.1.5 Среднее напряжение цикла:
τа
= τm
= Mz
/ 2 ∙ Wk
= 8,6 МПа.
11.1.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ
=(τ-1
)D
/ τа
+ ψτ
∙ τm
= 8,5
11.2 Вал № 2
11.2.1Сечение 1 -1 d = 30мм. Сталь 40Х.
Мх
= 0
Му
= 0
Мz
= Т1
= 50,9 Нм.
b = 10мм – ширина шпонки.
h = 8мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв
=800 МПа; δ-1
= 360 МПа; τ-1
= 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd
= 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf
= 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ
= 2,025 Н/мм2
– эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV
=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ
= 0,05
11.2.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ
)D
= ((Кσ
/ Кd
) + Kf
– 1)∙1 / КV
= 2,7
11..3 Предел выносливости вала:
(δ-1
)D
= τ-1
/ (Кδ
)D
= 133.3 Н/мм2
.
11.2.4 Полярный момент сопротивления:
Wk
= (П / 16)∙d3
– (b∙h (2 ∙ b – h)2
) / 16 ∙ d = 4970мм2
11.2.5 Среднее напряжение цикла:
τа
= τm
= Mz
/ 2 ∙ Wk
= 5,1 МПа.
11.2.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ
=(τ-1
)D
/ τа
+ ψτ
∙ τm
= 5
11.3 Вал № 3
11.3.1Сечение 1 -1 d = 36мм. Сталь 40Х.
Мх
= 0
Му
= 0
Мz
= Т1
= 165 Нм.
b = 10мм – ширина шпонки.
h = 8мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв
=800 МПа; δ-1
= 360 МПа; τ-1
= 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd
= 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf
= 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ
= 2,025 Н/мм2
– эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV
=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ
= 0,05
11.3.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ
)D
= ((Кσ
/ Кd
) + Kf
– 1)∙1 / КV
= 2,7
11.3.3 Предел выносливости вала:
(δ-1
)D
= τ-1
/ (Кδ
)D
= 133.3 Н/мм2
.
11.3.4 Полярный момент сопротивления:
Wk
= (П / 16)∙d3
– (b∙h (2 ∙ b – h)2
) / 16 ∙ d = 5940мм2
11.3.5 Среднее напряжение цикла:
τа
= τm
= Mz
/ 2 ∙ Wk
= 3,7 МПа.
11.3.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ
=(τ-1
)D
/ τа
+ ψτ
∙ τm
= 3,5
11.4.1Сечение 1 -1 d = 25мм. Сталь 40Х.
Мх
= 0
Му
= 0
Мz
= Т1
= 165 Нм.
b = 8мм – ширина шпонки.
h = 7мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв
=800 МПа; δ-1
= 360 МПа; τ-1
= 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd
= 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf
= 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ
= 2,025 Н/мм2
– эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV
=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ
= 0,05
11.4.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ
)D
= ((Кσ
/ Кd
) + Kf
– 1)∙1 / КV
= 2,7
11.4.3 Предел выносливости вала:
(δ-1
)D
= τ-1
/ (Кδ
)D
= 133.3 Н/мм2
.
11.4.4 Полярный момент сопротивления:
Wk
= (П / 16)∙d3
– (b∙h (2 ∙ b – h)2
) / 16 ∙ d = 2810мм2
11.4.5 Среднее напряжение цикла:
τа
= τm
= Mz
/ 2 ∙ Wk
= 3,5 МПа.
11.4.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ
=(τ-1
)D
/ τа
+ ψτ
∙ τm
= 3
12Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
12.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.
δ = 1,8 ∙ 4
√Т3
≥ 6мм
δ = 1,8 ∙4
√162,5 = 7 мм
12.2 Определение диаметра стяжных болтов.
d = 1,25 ∙ 3
√Т3
≥ 10мм
d = 1,25 ∙ 3
√162,5 = 10мм
d – диаметр болта.
d2
– диаметр отв. под цилиндрическую головку.
t1
– глубина отв. под головку.
d0
– диаметр отв. стяжных болтов
t1
= 13мм d2
= 18мм d0
= 11мм
12.3 Определение диаметра фундаментных болтов.
dф
= 1,25 ∙ d
dф
= 1,25 ∙ 10 = 12,5мм округляем до 12мм.
12.4 Определение размера бобышки.
δ1
δ1
= (0,9…1) ∙ δ = 1 ∙ 7 = 7мм
b1
l b = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм
b b1
= 1,5 ∙ δ1
= 1,5 ∙ 7 = 10,5мм
f f = 0,5 ∙ δ1
= 0,5 ∙ 7 = 3,5мм
δ l = (2...2,2) ∙ δ = 2∙ 7 ≈15мм
14.Подбор и проверочный расчёт муфты.
Lвт
D
d0
d1
D
D0
Lцил
Lкон
L
Размеры: таб. 15.2 стр. 127
Муфта №1
При Т1
= 12,1 Нм, n1
= 2880 об/мин.
d = 16мм. d1
= 18мм. Lцил
= 28мм. Lкон
= 18мм. dп
= 10мм. Lвт
=15мм. Z = 4 d0
=20мм. L = 60мм. D = 90мм. D0
= 63мм.
Смещение осей валов. Δ = 0,2 γ = 10
30’
Муфта №2
При Т3
= 165 Нм, n3
= 6700 об/мин
d = 32мм. d1
= 35мм. Lцил
= 58мм. Lкон
= 38мм. dп
= 14мм. Lвт
=25мм. Z = 6 d0
=28мм. L = 120мм. D = 140мм. D0
= 105мм.
Смещение осей валов. Δ = 0,3 γ = 10
δсм
= 2 ∙ Т / Z ∙ D0
∙ dп
∙ Lвт
= 0.77 Н/м.
Т – вращающий момент; dп
– диаметр пальца; Lвт
– длинна упругого элемента; D0
–диаметр расположения пальцев; Z – число пальцев.
15.Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности и изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания , задирав, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхности должны иметь надежное смазывание.
Смазка зубчатых передач.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используется картерная система смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении масло ухватывается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которыми покрываются поверхности расположенных внутри корпуса детали.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Смазывание подшипников.
Подшипники смазываются пластичными смазывающими материалами.
Например: ЛИТОЛ 24
Для подачи в подшипники пластического смазочного материала используют пресс – масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.
При смазывание колес погружением на подшипники попадают брызги масла. Подшипники защищают маслозащитными шайбами.
Табл. 8.1 стр. 135 выбираем масло марки И Г А 32
δn
= 436 МПа υ = 6 м/с
И – индустриальное масло.
Г – для гидравлических систем.
А – масло без присадок.
32 – класс кинематической вязкости.
16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.
16.1 Посадка подшипников
Внутренние кольца к валу – К6
Внешнее кольцо в корпусе – Н7
16.2 Установка колеса к валу производится с натягом
Для предотвращения смещения на валу предусмотрен буртик и установлена дистанционная втулка, посадка – D9/d9.
Для установления шпонки на колесо, выбирают переходную посадку – N10/n10.
16.3 Крышки подшипников:
Крышки подшипников закладные посадка – Н11/h11. наружный диаметр, посадка – H7/h8.
16.4 Муфта на валу.
Для обеспечения надежного закрепления выбор посадки – H7/p6.
16.5 Шплинты:
Шплинты устанавливаются в корпусе, посадка должна предотвращать смещение, посадка – H7/h7.
17. Сборка и разборка 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 ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100ºС;
· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
· надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
· собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;
· затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;
· на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических пластинок;
· регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле
· проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников;
· на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку;
· ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой;
· заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой и закрепляют ее болтами
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
18Список используемой литературы
· Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин курсовое проектирование». 1990 г.
· Куклин Н.Г., Куклина Г.С. «Детали машин».1979 г.
· Издательство Москва «Машиностроение» 1979г.» Курсовое проектирование детали машин».
[u1]