I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) icon

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)






Скачать 313.05 Kb.
НазваниеI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
Дата конвертации06.08.2013
Размер313.05 Kb.
ТипДокументы
Содержание





I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода вычисляем по формуле ( [1], стр.4, 1.2) :

(1.1)

По табл. 1.1 [1] , стр. 5 примем:

КПД муфты примем ηм= 0,95; КПД закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; КПД открытой зубчатой η2=0,95; КПД барабана ηб= 0,99; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения примем ηп.п= 0,99;


Мощность на валу барабана ( [1], стр 290):

Рб = FЛυЛ (1.2)

где FЛ = 4,9 кН – полезная сила, передаваемая лентой конвейера (дано по заданию); υЛ = 1,58 м/с – скорость ленты конвейера (дано по заданию).


Требуемая мощность электродвигателя ( [1], стр 4, 1.1),

Pтр = (1.3)


Угловая скорость барабана ( [1], стр 290),

ωб = (1.4)

где Dб = 480 мм – диаметр приводного барабана; υЛ – указанно ранее


Частота вращения барабана ( [1], стр 290),

nб = . (1.5)


Выбираем по табл. П1 [1], стр. 390, по требуемой мощности Pтр=9,3 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цилиндрической прямозубой передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160S6У3, с параметрами Pдв = 11 кВт и скольжением S=2,7% ( ГОСТ 19523-81)

Номинальная частота вращения двигателя ( [1], стр 6, 1.3),

nдв = nс(1 (1.6)

где S = 2,7% - скольжение.


Угловая скорость эл. двигателя( [1], стр 291):

(1.7)

Проверим общее передаточное отношение ( [1], стр 8):

uпр =  (1.8)


Что можно считать приемлемым, так как оно находится между 4 и 36

Передаточное число редуктора принимаем из стандартного ряда на стр.36 [1] по ГОСТ 2185-66 i1=5,0, а передаточное число цепной передачи рассчитываем ( [1], стр 291):

(1.9)


Отклонение от стандарта составляет 2,2 %, что можно считать приемлемым.

Угловая скорость вала колеса ([1], стр 8)


Частота вращения ведомого вала редуктора ([1], стр 291


Мощность на ведомом валу редуктора :


Вращающие моменты:

на валу шестерни:

на валу колеса:

на валу барабана:


Полученные данные сведём в таблицу:

Таблица 1.1

Вал

Частота вращения n,

об/мин

Угловая скорость ω, рад/с

Мощность P,кВт

Вращающий момент T, Н*мм

1













2













3















II . Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ( табл. 3.3 [1], стр. 34): для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения ( [1], стр 33, 3.9):

H] = (2.1)

где σHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, KHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности для колёс из нормальной и улучшенной стали [Sн] = 1,1.

По табл. 3.2 [1], стр. 34, для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) ( [1], стр 34 табл. 32):

σHlimb=2*HB+70; (2.2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле ( [1], стр 35, 3.10):

H] = 0,45([σH1]+[σH2]); (2.3)

Допускаемое контактное напряжение для шестерни из формул 2.1 и 2.2 получим

H1] = ; (2.4)


Допускаемое контактное напряжение для колеса

H2] = (2.5)





Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:


Проверяем требуемое условие прочности по контактным напряжениям ( [1], стр 35): [σH]≤1,23[σH2] (2.6)


Требуемое условие выполнено.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляем по формуле ( [1], стр 32, 3.7):

aw = Kα(u+1), (2.7)

где для косозубых колес Кα = 43; передаточное число редуктора i = iр = 5, К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент К, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны открытой передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], стр.32 , как в случае несимметричного расположения колес, значение К = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba =  = 0,315 по ГОСТ 2185-66(стр. 36 [1]).

Тогда:

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 200 мм (стр. 36 [1]).


Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn=(0,01÷0,02)* aw (2.8)


принимаем по ГОСТ 9563-60* ( [1], стр 36, ряд №1): mn = 2,5 мм .

Определим числа зубьев шестерни ( [1], стр 293):

z1 = . (2.9)

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° , i=5 как указывалось в пояснении к формуле (2.7), тогда z1:


Принимаем z1=26.

Число зубьев колеса определим по формуле ( [1], стр35):

z2 = z1*iр (2.10)

где iр=5 – передаточное число редуктора.

Получаем: z2 = 26*5=130

Уточненное значение угла наклона зубьев найдем по формуле ( [1], стр 37, 3.16):

cosβ= ; ( 2.11)


Вычислим основные размеры шестерни и колеса:

диаметр делительный шестерни ( [1], стр 37, 3.17)::

d1 = ; (2.12)


диаметр делительный колеса( [1], стр 37, 3.17)::

d2 = ; ( 2.13)



Проверка:

Диаметр вершин зубьев шестерни( [1], стр293):

da1 = d1+2mn; (2.14)


Диаметр вершин зубьев колеса( [1], стр293):

da2 = d2+2mn; (2.15)


ширина колеса ( [1], стр 294):

b2 = ψba aw (2.16)

где величина ψba для косозубых передач 0,25-0,4, примем ψba =0,315, тогда


ширина шестерни ( [1], стр 294): b1 = b2+5 (2.17)


Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле ( [1], стр 33, 3.8):


, где b1 – ширина шестерни, d1 – делительный диаметр шестерни.


Окружная скорость колес ( [1], стр 294):

υ = (2.18)

где ω1 – угловая скорость вала №1 (рассчитанная по формуле (1.7)).


При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (стр. 32 [1]).

Коэффициент нагрузки (стр. 32 [1]):

KH = K* KHα*KHυ (2.19)

где KH – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца; K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHυ – динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колеса и точности их изготовления.

Значения K даны в табл. 3.5 [1]; при ψbd = 1,02, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от открытой передачи K ≈1,11.

По табл. 3.4 [1] при υ = 3,39 м/с и 8-й степени точности KHα ≈1,08. По табл. 3.6 [1] для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем KHυ = 1,0.

Таким образом, KH = 1,11* 1,08 * 1,0 = 1,199.

Проверка контактных напряжений по формуле ( [1], стр 31, 3.6):


(2.20)


, где КН – коэффициент нагрузки;b2 – ширина колеса;iр – передаточное число редуктора;aw – межосевое расстояние;T2 – вращающий момент на ведомом валу редуктора.


где [σH] – величина допускаемого контактного напряжения (посчитана по формуле 2.3) [σH] =351 МПа , недогрузка составляет 14%, т.е. условие прочности выполняется.

Силы, действующие в зацеплении :

окружная ( [1], стр 160, 8.11):

Ft =  (2.21)

, где T1 – вращающий момент на валу шестерни;


Радиальная ( [1], стр 158, 8.3): Fr = Ft (2.22)

, где α – угол зацепления в нормальном сечении;


Осевая ( [1], стр 158, 8.4): Fa = Ft*tan β (2.23)

где β- угол наклона зубьев, уточнённое значение которого рассчитали по формуле 2.10:


Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле: ( [1], стр 46, 3.25):

σF = ≤ [σF] (2.24)

, где KF - коэффициент нагрузки ,YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ ; коэффициент Yβ введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев; K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

( [1], стр 42): KF = КKFυ (2.25)

, где К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки) ([1], стр43, табл 3.7): , KFυ - коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности) ( [1], стр43, табл. 3.8):

По табл. 3.7 [1] при ψbd = 1,02, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,23. По табл. 3.8 [1] при окружной скорости υ = 3,39 м/с, твердости НВ < 350 и 8 степени точности KFυ = 1,3.

Таким образом, коэффициент KF = 1,23 * 1,3 = 1,599;

Найдем эквивалентные числа зубьев:

шестерни ( [1], стр46,пояснения к 3.25): zυ1=  (2.26)

колеса zυ2 =  ;


где z1 и z2 посчитаны по формулам 2.8 и 2.9.

Тогда по ГОСТ 21354 - 75 YF1 = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42 [1]).

Допускаемое напряжение найдем по формуле ( [1], стр 43, 3.24):

F] =  (2.27)

, где σ0Flimb – предел выносливости при эквивалентном числе циклов; [SF] – коэффициент безопасности, [SF] = [SF]’*[SF]’’, где [SF]’ – коэф. учитывающий нестабильность материала ( [1], стр 44, табл. 3.9), для стали 45 [SF]’=1,75, [SF]’’ – коэф. учитывающий способ получения заготовки, для поковок и штамповок [SF]’’=1 , в итоге [SF] =1,75.

По табл. 3.9 [1],стр. 44, для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 σ0Flimb = 1,8HВ.

Для шестерни σ0Flimb = 1,8*230 = 415 МПа; для колеса σ0Flimb = 1,8 * 200 = 360 МПа. Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = = 237 МПа;

для колеса [σF2] =  = 206 МПа.

Находим отношения :

для шестерни  = 59,1 МПа ;

для колеса  = 57,5 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ , введённый для компенсации погрешностей, возникающих из-за применения той же расчётной схемы, что и в случае прямых зубьев ( [1], стр 46):

Yβ=1-  (2.28)


K ,учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями найдём по формуле( [1], стр 47):

K =  (2.29)

, где εα – коэффициент торцевого перекрытия, εα = 1,5; n – степень точности зубчатого колеса, n = 8.

K =  = 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 2.23:

σF2 = ≤ [σF]


Условие прочности выполнено.




III. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τК] = 20 МПа по формуле ([1], стр. 161, 8.16)

dв1= , (3.1)

где Т1 =91,36 Н*мм, вращающий момент на ведущем валу редуктора;


Т.к. вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. У подобранного электродвигателя диаметр вала может быть 42 мм и 48 мм. Примем dдв=42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ-21424-75 с расточками полумуфт под dдв=42 мм и dв1=32 мм. Примем под подшипниками dп1=40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом, т.к. расстояниеот впадины зуба до шпоночной канавки меньше допустимого.


Рисунок 3.1 - Эскиз ведущего вала




Ведомый вал :

Учитывая влияние изгиба вала от открытой передачи , принимаем

К] = 15 МПа.

Диаметр выходного конца вала по аналогии с 3.1 ([1], с. 161, 8.16 )

dв2= , (3.2)

где T2 – крутящий момент на ведомом валу редуктора;


Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: dв2=55 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 60 мм, под зубчатым колесом dK2 = 65 мм (рис. 3.2).


Рисунок 3.2 - Эскиз ведомого вала


IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 66,66 мм; dal = 71,66 мм; b1 = 68 мм.

Колесо кованое : d2 = 266,5 мм; da2 =271,5 мм; b2 = 64 мм.

Для расчета размеров колеса, воспользуемся формулами, представленными в табл. 10.1 [1],стр.233.

Диаметр ступицы dст = l,6dк2 (4.1)

dCT = l,6dK2 = 1,6*65 = 100 мм;

длина ступицы lст = (1,2÷1,5) dк2 (4.2)

lст = (1,2÷1,5) * 65 = 78÷98 мм;принимаем , lст = 78 мм.

Толщина обода δ0 = (2,5÷4) mn (4.3)

где mn = 2,5 - нормальный модуль, принятый в пояснениях к формуле 2.8.

δ0 = (2,5÷4) *2,5 = 6,25÷10 мм, принимаем δ0 = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3*b2 (4.4)

С = 0,3 * 63 = 18,9 мм.


V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для расчета размеров корпуса редуктора воспользуемся формулами, представленными в табл. 10.2 [1],стр.241.

Толщина стенок корпуса: δ = 0,025а + 1 (5.1)

где а=aw=200 мм– величина межосевого расстояния.

δ = 0,025* 200 +1= 6 мм, т.к. δ ≥ 8, то принимаем δ = 8 мм;

Толщина стенок крышки δ1 = 0,02а + 1 (5.2)

δ1 = 0,02*200 +1 = 5 мм, т.к δ ≥ 8, то принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5δ (5.3)

где δ = 8 мм рассчитано по формуле 5.1

b = 1,5*8 = 12 мм;

Толщина фланцев крышки:

b1 = l,5 δ1, (5.4)

где δ1 = 8 мм рассчитано по формуле 5.2

b1 = 1,5*8 = 12 мм;

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35δ (5.5)

р = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d1 = (0,03÷0,036)аw + 12) ( 5.6)

d1 = (0,03÷0,036)*200 + 12 = 18÷19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7÷0,75)*d1 (5.7)

d2 = (0,7÷0,75)*20 =14 ÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16, т.к.

соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5÷0,6)d1 (5.8)

d3 = (0,5÷0,6)*20= 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.


VI. Расчет открытой передачи.

Принимаем для шестерни открытой передачи z1=20.

Тогда для колеса : z2=z1∙i (6.1)

где i – передаточное число открытой передачи.

Принимаем z2=62.

Материал для шестерни и колеса. Учитывая, что передача открытая, тихоходная и по условию габариты не оговариваются, принимаем ([1], табл. 3.3., стр 34)

для шестерни : сталь 45, термообработка улучшение, средняя твердость HB=200 МПа ( диаметр заготовки свыше 120 мм).

для колеса : сталь 45, термообработка нормализация, средняя твердость НВ=190 Мпа ( диаметр заготовки 100-500 мм)

По табл. 6.7. [2] стр 96 находим значения пределов изгибной выносливости зубьев.

для шестерни: (6.2)


для колеса: (6.3)


Допускаемые напряжения изгиба в зубьях при нереверсивном нагружении ([2], стр 97) :

для материала шестерни: (6.4)


для материала колеса: (6.5)


Коэффициент формы зуба ([2], табл 6.8.):

шестерня:

колесо:

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб([2], стр 105):

шестерня: (6.6)


колесо: (6.7)


Расчеттпередачи будем вести по шстерне, зубья которой менее прочны на изгиб.

Модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб. ([1], стр 41, 3.23)

(6.8)


По ГОСТ 9563-60 ([1], табл. 6.1) принимаем m=6 мм/

Расчитаем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей:

(6.9)

(6.10)

диаметры окружнойстей вершин:

(6.11)

(6.12)

межосевое расстояние:

(6.13)

ширина венца:

(6.14)




Окружная скорость зубчатых колес:

(6.15)


По табл. 6.2 [2] принимаем 9-ю степень точности зубчатого зацепления.

Окружная сила:

(6.16)


Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба найдем как ([1]стр 41, 3.22)

(6.17)





VII. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии аw = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника. Ступица симметричная.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса А1= 10 мм.

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса 12 мм;

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм и dп1 = 45 мм.

По табл. ПЗ имеем:

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

C

C0

208

40

80

18

32

17,8

412

60

150

35

108

70



Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у .Принимаем y1=15 мм, y2=8 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 = 70 мм и на ведомом l2 = 75 мм. Примем окончательно l1=l2=75 мм.

Глубина гнезда подшипника lг ≈ 1,5В; для подшипника 312 В = 35 мм; lг = 1,5*35 = 52,5 мм; примем lг = 52 мм.

Толщину фланца Δ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце Δ = 14 мм (рис. 12.7 [1],стр. 303). Высоту головки болта примем 0,7dб = 0,7*12 = 8 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l3 = 95 мм, определяющее положение шестерни открытой передачи относительно ближайшей опоры ведомого вала.


VIII. Статический расчет вала

Ведущий вал (рис. 8.1):

Из предыдущих расчетов имеем Ft= 2741 Н, Fr = 1023,3 Н и Fa = 624,8 Н;

из первого этапа компоновки l1 = l2 = 75 мм.

Найдем реакции опор:

уравнение равновесия статики: ∑Мо=0; (8.1)

в плоскости xz

∑МА=Rx1∙2l1-∙ l1=0

∑МВ=Rx2∙2l1-∙ l1=0

откуда


в плоскости yz

∑МА=Ry1∙2l1-∙ l1-=0

∑МВ=-Ry22l1+∙ l1-=0

Откуда


Проверка:

Реакции опор в точках А и В равны соответственно:

Pr=; (8.2)


Ведомый вал (рис. 8.2) несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft= 2741 Н,

Fr = 1023,3 Н и Fa = 624,8 Н; Нагрузка на вал от открытой передачи


Из первого этапа компоновки l2 = 75 мм и l3 = 95 мм.

Найдем реакции опор по формуле 8.1:

в плоскости xz:


откуда


Проверка:

в плоскости yz


откуда:


Проверка:

Реакции опор соответственно


IX. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал

Суммарные реакции


Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 208 ( [1], стр. 392, табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; грузоподъемность динамическая С = 32 кН, статическая С0 =17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле ( [1], стр. 212, 9.3)

Pэ = (XVPr 1+ YPа)KбKT (9.1)

,где Pr1=1518,8 Н, - радиальная нагрузка;Pа= Fa = 624,8 Н - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов барабанов Kб = 1; температурный коэффициент KT = 1 ([1], стр. 214, табл. 9.19-9.20)..

Отношение ; этой величине по табл. 9.18 [1],стр. 212 , соответствует e ≈ 0,39.

Отношение ; принимаем по табл. 9.18 [1],стр. 212 X=0,56 и Y=1,99;

Тогда получаем


Расчетная долговечность, млн. об ([1] , стр. 211,9.1)

(9.2)

Расчётная долговечность, ч. ([1] , стр. 211,9.2)

(9.4)




Ведомый вал

Суммарные реакции


Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4

Намечаем радиальные однорядные шариковые подшипники 412 тяжелой серии ( [1], стр. 392, табл. ПЗ):

d = 60 мм D=150 мм B=35мм C=108 кН и C0=70 кН

Отношение ; этой величине (по [1] табл. 9.18)

соответствует

Отношение следовательно,

Поэтому

коэффициент безопасности Kб = 1,2, учитывая, что открытая передача усиливает неравномерность нагрузки.

Расчетная долговечность, млн. об


Расчётная долговечность, ч.


X. Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности по формуле ( [1], 8.22)

(10.1)

Допускаемы напряжения смятия при стальной ступице :

чугунной

Ведущий вал:

d = 32 мм, b x h = 10 x 8 мм, t1 = 5 мм. Длина шпонки l=70 мм ( при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм ), момент на ведущем валу T1=91,36 ∙ 103 Н∙мм


Ведомый вал:

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и шестерней открытой передачи более нагружена шестерня, т.к. вал под ней имеет меньший диаметр.

Проверяем шпонку под шестерней: d= 55 мм, b x h = 16 x 10 мм, t1 = 6 мм, длина шпонки l = 45 мм ( при ширине венца шестерни открытой передачи 53 мм), момент на ведомом валу T2=416,67 ∙ 103 Н∙мм


XI. Уточненный расчет ведомого вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s ]. Прочность соблюдена при s [s]. [s]=2,5

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Вследствии того, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя, коэффициенты запаса прочности достаточно большие, и подвергать расчету вал нет необходимости.

Ведомый вал.


Рисунок 11.1 - Эскиз ведомого вала


Материал вала - сталь 45, термообработка - улучшение; .([1], табл3.3). Пределы выносливости и



Сечение А-А.

Диаметр вала в этом сечении 65 мм .Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки ([1], стр. 165, табл. 8.5) kσ=1,59 и kτ=1,49

масштабные факторы εσ=0,775, ετ=0,67

([1], стр.166 табл. 8.8); коэффициенты и . Крутящий момент Т2 = 416,67 ·103 Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

(11.1)


В вертикальной плоскости:

(11.2)

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А


М

омент сопротивления кручению (65 мм; b=18 мм; мм)


Момент сопротивления изгибу (см.[1]стр. 165, табл. 8.5)



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений


Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ([1], стр. 162, 8.18):


где среднее напряжение σm = 0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ([1], стр. 164, 8.19)


Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А


Сечение К-К.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом; и ([1], табл. 8.7) ; принимаем ψσ=0,15 и ψτ=0,1.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости


Изгибающий момент в вертикальной плоскости


Суммарный изгибающий момент в сечении К-К


Осевой момент сопротивления


Амплитуда нормальных напряжений


Полярный момент сопротивления


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К


Сечение Л-Л.

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø60 мм к Ø55 мм: при и коэффициенты концентрации напряжении kσ=1,65 и kτ=1,19 (см.[1], стр.163, табл. 8.2). Масштабные факторы (см.[1] табл. 8.8) εσ=0,8, εσ=0,69. Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К

Осевой момент сопротивления сечения


Амплитуда нормальных напряжений


Полярный момент сопротивления


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений


Коэффициенты запаса прочности


Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л


Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см.[1] табл. 8.5): kσ=1,74 и kτ=1,58 масштабные факторы (см.[1] табл. 8.8);

εσ=0,8 и εσ=0,69

Изгибающий момент (положим х1=70мм)

Горизонтальная плоскость


Вертикальная плоскость


Суммарный изгбающий момент в сечении Б-Б


Момент сопротивления сечения нетто при b=16 мм; 6 мм;


Амплитуда нормальных напряжений изгиба


Момент сопротивления кручению сечения нетто :


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений


Коэффициенты запаса прочности


Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б



Сечение

A-A

K-K

Л-Л

Б-Б

Коэффициент запаса n

9,7

2,8

3,3

3,6


Сведем результаты про верки в таблицу:


[s]=2,5

Во всех сечениях s [s].


XII. Посадки зубчатого колеса, шестерни открытой передачи и подшипников




XIII. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25*7,7 = 1,9 дм3.

По табл. 10.8 [1],стр. 253 , устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = 351 МПа и скорости υ = 3,39 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2 /с. По табл. 10.10 [1],стр.253, принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14 [1],стр. 203)


XIV. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; 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. Устанавливают крышку на корпус, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

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 крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


Список используемой литературы

  1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Г. М. Ицкович, В. П. Козинцов. - 3-е изд. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.-416 с.

  2. Детали машин: Учебник для заочных техникумов / При участии О.Н. Росковой. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1979. – 311 с., ил.












Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:

Похожие:

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
552.8kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconВыбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода…5
340.4kb.   ...
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) icon1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
269kb.  
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconВыбор электродвигателя и кинематический расчет
22.5kb.  
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) icon1. 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
32.5kb.  
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) icon1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт 2 Расчёт зубчатой передачи
290.7kb.  
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconКурсовой проект - Расчёт для построение цилиндрического редуктора - 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
7.8kb.   В данном проекте можно скачать пояснительную записку для расчёта цилиндрического редуктора.Обычно,те кто учиться на технологическом...
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconКурсовой проект - Расчёт для построение цилиндрического редуктора - Выбор электродвигателя и кинематический расчет
15.6kb.   В данном проекте можно скачать пояснительную записку для расчёта цилиндрического редуктора.Обычно,те кто учиться на технологическом...
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconКурсовой проект - Расчёт для построение цилиндрического редуктора - Выбор электродвигателя и кинематический расчет
15.8kb.   В данном проекте можно скачать пояснительную записку для расчёта цилиндрического редуктора.Обычно,те кто учиться на технологическом...
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2) iconКинематический расчёт привода
314.3kb.  
Разместите кнопку на своём сайте:
Рефераты


База данных защищена авторским правом ©CoolReferat 2000-2018
обратиться к администрации | правообладателям | пользователям
Основная база рефератов
Рефераты