СОДЕРЖАНИЕ
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ…………………………………………………….…….3
/>
/>Введение
Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы илиштучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшиерасстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.
В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающих как по принципу действия, так и по конструкции.
Тяговым органом цепного конвейера служит цепь.
Положительные стороны конструкции: компактный привод с большим передаточным отношением, бесшумность, плавность хода.
Недостатки: низкий К.П.Д., возможны трудности со смазыванием вертикальных валов.
/>КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Выбор электродвигателя
Найдем номинальный вращающий момент
/>
Найдем среднеквадратичный момент
/>
Найдем среднеквадратичную мощность на ведомом звене
/>
Определим общий КПД привода
η1 = 0.98 – КПД муфты
η2 = 0.99 – КПД пары подшипников
η3= 0.97 – КПД цилиндрической передачи передачи
η4= 0.8 – КПД червячной передачи
/>
Требуемая мощность двигателя
/>
По ГОСТ выбираем двигатель АИР80В6У3
Номинальная мощность двигателя Pном = 1250 Вт
Номинальная частота вращения двигателя nном = 893 об/мин
Ресурс работы передачи
/>, где
L — срок службы привода, лет;
/> — коэффициент использования привода в течение года, />
/> — коэффициент использования привода в течение суток, />
Определение передаточного отношения привода и его ступеней
Частота вращения выходного вала привода
/>
Общее передаточное отношение привода
/>
Передаточные отношения ступеней привода
Передаточное отношение редуктора
/>
Передаточное отношение быстроходной ступени
/>
Принимаем передаточное отношение быстроходной ступени
/>
/>Передаточное отношение тихоходной ступени
/>
Принимаем передаточное отношение тихоходной ступени
/>
Действительное передаточное отношение редуктора
/>
Отклонение передаточного отношения
/>
Определение вращающих моментов и частот вращения валов
Определений частот вращения валов
Быстроходная ступень
Вал шестерни
/>
Вал колеса
/>
Тихоходная ступень
Вал червяка
/>
Вал червячного колеса
/>
Определение вращающих моментов валов
Быстроходная ступень
Вал шестерни
/>
Вал колеса
/>
Тихоходная ступень
Вал червяка
/>
Вал червячного колеса
/>
/>Кинематические и силовые параметры привода
Таблица 1
Номер вала
Частота вращения n, об/мин
Вращающий момент T, Н·м
1
893
19,87
2
318,93
53,98
3
318,93
53,98
4
7,97
1727
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбор материаловзубчатых колес
Материал шестерни – Сталь 40ХГОСТ4543-71, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ.
Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа.
Твердость: поверхности HPCэ = 50, сердцевины НВ = 270.
Материал колеса – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ.
Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 550 МПа.
Твердость: поверхности HPCэ = 45, сердцевины НВ = 220.
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
активных поверхностей зубьев
/>
/>предел контактной выносливости поверхностей зубьев
шестерни (колеса), соответствующей базовому числу циклов
напряжений
/>инимальный коэффициент запаса прочности, />
/>коэффициент долговечности для шестерни(колеса)
Для шестерни:
/>
Для колеса:
/>
Определение коэффициента долговечности Zн
/>/>
/>— базовое число циклов контактных напряжений шестерни
(колеса)
/> — эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях
шестерни (колеса)
/>— показатель степени
/>
Для шестерни:
/>
Для колеса:
/>
(значения /> — определены графически см. [13])
Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях
шестерни/>
/>
Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьяхколеса
/>
, где с = 1 — число зацеплений зуба за один оборот колеса
n – частота вращения вала, на котором установленорассматриваемое зубчатое колесо, />(см. таблицу 1)
t – время работы (ресурс) передачи за весь срок службы привода, ч
/> — показатель степени, />
коэффициенты /> — определяются по графику нагрузки, указанному в техническом задании на курсовой проект
/>
тогда />
Для шестерни:
/>
/>
Для колеса:
/>
/>
Допускаемые предельные контактные напряжения
Для шестерни:
/>
Для колеса:
/>
Расчетным допускаемым предельным контактным напряжением
являетсяmin{/>} />
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость по изгиб/>у
/>
, где /> — предел выносливостизубьев при изгибе, соответствующийбазовому числу цикловнапряжений ([13], табл.3.4, стр.27)
шестерни />колеса />
/> — коэффициент запаса прочности ([13], табл.3.4, стр.27)
/>
/> — коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса
/>
/>, т.к. />
/> — базовое число циклов напряжений изгиба, соответствующее перегибу кривой усталости
/> — эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерниили колеса
/>
, где />— для зубчатых колес при твердости поверхности зубьев Н > 350НВ
Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни:
/>
Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьяхколеса:
/>
Коэффициент долговечности />:
Коэффициент долговечности должен находиться в пределах />
/>Шестерня />
Принимаем />
Колесо />
Принимаем />
/> — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса,
/>
/> — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения(реверсирования) нагрузки на зубьях ([13], табл.3.5, стр.29),
/>
/> — коэффициент, учитывающий градиент напряжений ичувствительность материала к концентрации напряжений
/>, где m – модуль (см. далее в п.4.1.m= 2,5
/> — коэффициент, учитывающий шероховатость переходнойповерхности
Шестерня />
Колесо />
/> — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса ([13], см. рис.5, стр.28)
Шестерня />
Колесо />
Шестерня />
Колесо />
/>Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременноймаксимальной нагрузки
/>
, где /> — предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке, МПа ([13], см. табл.3.6, стр.30)
для колеса для шестерни
/>/>
/> — минимальный коэффициент запаса прочности при расчете помаксимальной нагрузке
--PAGE_BREAK--/>
, где /> — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки ([13], см. табл.3.7, стр.31),
/>
/> — коэффициент, зависящий от вероятности не разрушения зубчатого колеса,
/>
/>
/> — коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (см. п.3.4.)
Шестерня />
Колесо />
/>РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчет зубчатой передаче на контактную выносливость
активных поверхностей зубьев
/>, где /> — коэффициент ширины зубчатого венца ([13], см. табл.4.1), />
/>, где /> — коэффициент ширины венца зубчатого колеса
/>; округляем до 0,25
/> — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий ([13], см. рис.4), />
Предварительное определение межосевого расстояния передачи
/>
, где /> — межосевого расстояние, мм
/> — вспомогательный коэффициент, />
/> — вращающийся момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм
/>
/>
уточнение межосевого расстояния – по ГОСТ2185-66 –/>= 80мм
ширина венца колеса
/>
по ГОСТ6636-69 – />
ширина венца шестерни
/>
по ГОСТ6636-69 – />
модуль зацепления
/>; />
по ГОСТ9563-80 – />
Число зубьев
/>
, где /> — угол наклона зуба />
/>
Число зубьев шестерни: />
Число зубьев колеса: />
Уточнение передаточного отношения
/>
Разница между фактическим и номинальным значением передаточного отношения 1,25%, число зубьев остается прежним.
Геометрические размеры зубчатых колес/>:
Шестерня:
делительный (начальный) диаметр
/>
диаметр вершин зубьев
/>
диаметр впадин зубьев
/>
Колесо:
делительный (начальный) диаметр
/>
диаметр вершин зубьев
/>
диаметр впадин зубьев
/>
Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние
/>
/>Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
Уточнение коэффициента />
/>
Уточнение коэффициента />([13], рис.4, стр.23), />
Окружная скорость в зацеплении, м/с
/>
, где /> — делительный диаметр шестерни рассчитываемой передачи, мм
/>
n – частота вращения вала шестерни, />
/>
Выбор степени точности передачи ([13] см. табл. 2.4)
Степень точности – 8
Коэффициент перекрытия
Коэффициент торцового перекрытия:
/>
/>
Коэффициент осевого перекрытия:
/>
Суммарный коэффициент перекрытия:
/>
Коэффициент />, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностью изготовления ([13], см. рис.7)
/>
/> — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацеплении
/>
, где /> — удельная окружная динамическая сила, Н/мм
/>
, где /> — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацеплениязубьев шестерни и колеса ([13], табл.4.4), />
/> — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев ([13], табл.4.3), />
/>
/>
Удельная расчетная окружная сила, Н/мм
/>
/>
Коэффициент />, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач
/>
Расчетное контактное напряжение, МПа
/>
, где /> — коэффициент, учитывающий форму сопряженных
поверхностей зубьев в полосе зацепления ([13], см. рис.8), />
/> — коэффициент, учитывающий механические свойства
материалов сопряженных зубчатых колес, />
/> — допускаемое контактное напряжение, />
/>
Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на/>выносливость зубьев по изгибу
коэффициент />, учитывающий неравномерность распределениянагрузки по длине контактных линий ([13], см. рис. 9)
/>
коэффициент />, учитывающий распределения нагрузки междузубьями
/>
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую взацеплении
/>
, где /> — удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб, Н/мм
/>
/> — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачиимодификации профиля зубьев ([13], см. табл. 4.3), />
/>
/>
удельная расчетная окружная сила
/>
/>
/>Эквивалентное число зубьев
Шестерня: />
Колесо: />
/>; />
, где /> — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрациюнапряжений ([13], см. рис.10)
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев />
/>— для прямозубых передач
коэффициент, учитывающий наклон зуба
/>— для прямозубых передач
Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба
/>
Для шестерни: />
Для колеса: />
— условие прочности выполняется.
Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действиимаксимальной нагрузки
/>/>
, где /> — отношение пускового вращающего момента к номинальномузначению вращающего момента (см. график нагрузки в задании на курсовой проект)
/>
/>
667,74 1980 МПа — условие прочности выполняется.
Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальнойнагрузкой
Расчет проведем для шестерни:
/>
, где /> — расчетное напряжение, МПа
/>; />
/>
133,54 1344,86 МПа — условие прочности выполняется
Силы в зацеплении зубчатой передачи
окружная сила: />
, где /> — вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Нм
/>
/> — начальный диаметр шестерни, мм
/>
/>
радиальная сила: />
, где /> — угол зацепления в нормальном сечении, />
/> — угол наклона зубьев, />=0°
/>
осевая сила: />
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбор материалов червяка и червячного колеса
Материал червяка — Сталь 40Х, с поверхностной закалкой ТВЧ.
Механические характеристики материала: в = 800 МПа, т = 650 МПа.
Материал червячного колеса — серый чугун СЧ18 литье в песчаную форму.
Механические характеристики материала: в = 355 МПа, 0FP=48МПа.
Скорость скольжения в первом приближении
/>
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
активных поверхностей зубьев.
/>
, где /> — допускаемые контактные напряжения, МПа;
/>— допускаемые базовые контактные напряжения, МПа
/>
/> — коэффициент долговечности колеса
/>, так как чугунное колесо
/>
Допускаемые напряжения при расчете червячного колеса на выносливость по изгибу
/>
/>— допускаемые базовые напряжения изгиба, МПа (см. [13]. табл.7.3)
/>
/>/> — коэффициент долговечности (см. [13]. табл.7.3)
/>
/>
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчет червячной передачи
Предварительное межосевое расстояние
Число заходов червяка z1=1
Число зубьев червячного колеса z2=40
Коэффициент нагрузки K=1.2
Коэффициент диаметра червяка q=10
/>
Модуль червяка
/>/> принимаем m= 8 мм
Коэффициент диаметра червяка
Принимаем q = 14
Уточненное межосевое расстояние
/>
Фактическое межосевое расстояние
/>
Коэффициент смещения инструмента
продолжение
--PAGE_BREAK--/>
Фактическое передаточное число
/>
Параметры червяка
Делительный диаметр
/>
Начальный диаметр
/>
Диаметр вершин
/>
Диаметр впадин
/>
Делительный угол подъема линии витка
/>
Начальный угол подъема линии витка в передаче со смещением
/>
Длина нарезанной части червяка
/>
/>
Увеличиваем длину нарезанной части червяка на 25 мм
/>
По ГОСТ 6636-69 принимаем />
Параметры червячного колеса
Делительный диаметр
/>
Начальный диаметр
/>
Диаметр вершин
/>
Диаметр впадин
/>
Наибольший диаметр
/>
Ширина венца
/>
Принимаем b2 = 95 мм
Скорость скольжения в зацеплении
/>
/>К.П.Д. червячной передачи
/>
Уточнение нагрузки на валу червяка
/>
Мощность
/>
Выбор степени точности передачи
Окружная скорость червячного колеса
/>
Принимаем 8 степень точности червячной передачи
Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость
активных поверхностей зубьев
Уточнение допускаемых напряжений
/>
Уточнение коэффициента нагрузки
Коэффициент концентрации нагрузки
/>
/>
Действительные контактные напряжения
/>
Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу
Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на
выносливость по изгибу/>
/>
Действительные напряжения изгиба червячного колеса
Эквивалентное число зубьев колеса
/>
Коэффициент формы зуба червячного колеса
/>
Действительные напряжения изгиба червячного колеса
/>
Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок
Проверка контактной прочности при действии кратковременной
перегрузки
Расчетное напряжение />, создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче
/>
– условие прочности выполняется
Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки
Расчетное напряжение/>, создаваемое наибольшей нагрузкой из
числа подводимых к передаче/>
/>
– условие прочности выполняется
Силы в зацеплении червячной передачи
Окружная сила на червяке
/>
Осевая сила на червяке
/>
Окружная сила на червячном колесе
/>
Осевая сила на червячном колесе
/>
Радиальная сила
/>
Расчет червяка на жесткость
Приведенный момент инерции червяка
/>
/>Стрелапрогибачервяка
/>
– червяк удовлетворяетусловиям жесткости
РАСЧЕТ ВАЛОВ
Проектировочный расчет валов
Входной вал
Назначаем материал вала – Сталь 40Х.
Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа,
σ-1 = 360 МПа, -1 = 210 МПа, Ψσ = 0.1, Ψ = 0.05, [к] = 20 МПа.
/>
Принимаем диаметр вала d1 = 25 мм
Промежуточный вал
Назначаем материал вала – Сталь 40Х.
Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа,
σ-1 = 360 МПа, -1 = 210 МПа, Ψσ = 0.1, Ψ = 0.05, [к] = 20 МПа.
/>
Принимаем диаметр вала d2 = 25 мм
Выходной вал
Назначаем материал вала – Сталь 45
Механические характеристики материала: σв = 560 МПа, σт = 280 МПа, σ-1 = 250 МПа, -1 = 150 МПа, Ψσ = 0, Ψ = 0, [к] = 30 МПа.
/>
Принимаем диаметр вала d3 = 63 мм
Проверочный расчет валов
Входной вал
Определение расчетных нагрузок
F/>t1=935 H,
Fr1=340 H,
/>
Реакции:
Плоскость Х
Rbx = 170 H
Rax = 170 H
Плоскость Y
Rby= 751 H
Ray = 373 H
/>
Суммарные реакции в опорах
/>
/>
Проверка вала на статическую прочность
Осевой момент сопротивления сечения вала
/>
Полярный момент сопротивления сечения вала
/>
Наибольшее напряжение от изгиба
/>
Наибольшее напряжение от кручения/>
/>
Эквивалентное напряжение
/>
Коэффициент запаса прочности
/>
Условие прочности выполняется(коэффициент запаса прочностиимеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности шестерни)
Расчет вала на выносливость
Kσ= 1,6 K= 1,5 Kσd= 0,8 Kd= 0,8 Kv= 1,2 Kf= 1,1
Амплитуды нормальных и касательных напряжений
σa= σ = 28 МПа σm = 0 МПа
Средние напряжения цикла
a = m = 0.5·k = 0.5·6,48 = 3,24
Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов
усталости
/>
/>
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям
/>
/>
Коэффициент запаса прочности
/>
Условие прочности выполняется
П/>ромежуточный вал
Определение расчетных нагрузок
Ft2=918,8 H,
Fr2=334,4 H,
Ft3=1021 H,
Fr3=3929 H,
/>
Реакции:
Плоскость Х
Rbx = 3998 H
Rax = 403 H
Плоскость Y
Rby = 747 H
Ray = 1193 H
/>Суммарные реакции в опорах
/>
/>
Проверка вала на статическую прочность
Осевой момент сопротивления сечения вала
/>
Полярный момент сопротивления сечения вала
/>
Наибольшее напряжение от изгиба
/>
Наибольшее напряжение от кручения
/>
Эквивалентное напряжение
/>
Коэффициент запаса прочности
/>/>
Условие прочности выполняется(коэффициент запаса прочностиимеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности червяка)
Расчет вала на выносливость
Kσ= 2,3 K= 1,7 Kσd= 0,6 Kd= 0,6 Kv= 1,2 Kf= 1,1
Амплитуды нормальных и касательных напряжений
σa= σ = 70 МПа σm = 0 МПа
Средние напряжения цикла
a = m = 0.5·k = 0.5·3 = 1,5
Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов
усталости
/>
/>
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям
/>
/>
Коэффициент запаса прочности
/>
Условие прочности выполняется
Выходной вал
Определение расчетных нагрузок
/>
Ft4=10795 H,
Fr4=3929 H,
Fm=3000 H,
Fa=1021 H,
/>
Реакции:
Плоскость Х
Rbx = 2634 H
Rax = 1294 H
Плоскость Y
Rby = 1290 H
Ray = 6504 H
/>Суммарные реакции в опорах
/>
/>
Проверка вала на статическую прочность
Осевой момент сопротивления сечения вала
/>
Полярный момент сопротивления сечения вала
/>
Наибольшее напряжение от изгиба
/>
Наибольшее напряжение от кручения
/>
Эквивалентное напряжение
/>
Коэффициент запаса прочности
/>/>
Условие прочности выполняется
Расчет вала на выносливость
Kσ= 1,75 K= 1,4 Kσd = 0,7 Kd = 0,59 Kv= 1,2 Kf= 1,1
Амплитуды нормальных и касательных напряжений
σa= σ = 98 МПа σm = 0 МПа
Средние напряжения цикла
a = m = 0.5·k = 0.5·93 = 46,5
Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов
усталости
/>
/>
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям
/>
/>
Коэффициент запаса прочности
/>
Условие прочности выполняется
/>РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Предварительный выбор подшипников
Входной вал
Предварительно назначаем – Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.
d= 30 D= 62 B= 16 C= 19500 HC0 = 10000 H
Промежуточный вал
Предварительно назначаем — Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75.
d= 30 D= 62 B= 20,5 T= 21,5 C= 36000 HC0 = 27000 H
Выходной вал
Предварительно назначаем — Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87.
d= 75 D = 130 B = 26 T = 27,5 C = 97600 H C0 = 84500 H
Проверочный расчет подшипников
Входной вал
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.
d= 30 D= 62 B= 16 C= 19500 HC0 = 10000 H
Kб= 1.3 Kт= 1 KE= 0.56 V = 1 a1= 0,21 a23= 0.7
Эквивалентная статическая нагрузка
Rb=770 Н P=0,6· Rb=462H
Расчет на статическую грузоподъемность
P=462H
Эквивалентная динамическая нагрузка
Вычисляем эквивалентные нагрузки
Rа=410Н
Rb=770 Н
Fr1 = Ke· Rb=0,56·770=431,2 H
Fr2 = Ke· Ra=0,56·410=229,6 H
Fa= 0
P = (X·V·Fr1+ Y·Fa)· Kб·Kт= (1·1·431+0·0)·1,3·1=600H
Расчет ресурса подшипников
k=3 n=893 а1=1 a23=0,7 C=13300
a23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и
качества его эксплуатации
продолжение
--PAGE_BREAK--/>а1– коэффициент, надежности
/>
29793 ч> 22776 ч – подшипник подходит
Промежуточный вал
Предварительно назначаем – Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75.
d= 30 D= 62 B= 20,5 T= 21,5 C= 36000 HC0 = 27000 H
Kб= 1,3 Kт= 1 V= 1 a1= 1 a23= 0,65 />
Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок:
/>
Осевые нагрузки:
/>
Проверяем величину отношения:
/>
В этом случае:
/>
Эквивалентная нагрузка:
/>
Проверяем величину отношения:
/>
В этом случае:
/>
Эквивалентная нагрузка:
/>/>
Расчет ресурса подшипников:
/>
23212 ч> 22776 ч – подшипник подходит
Выходной вал
Предварительно назначаем — Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87.
d= 75 D= 130 B= 26 T= 27,5 C= 97600 HC0 = 84500 H
Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок:
/>
Осевые нагрузки:
/>
Проверяем величину отношения:
/>
В этом случае:
/>
Эквивалентная нагрузка:
/>
Проверяем величину отношения:
/>
В этом случае:
/>
Эквивалентная нагрузка:
/>/>
Расчет ресурса подшипников:
/>
282065 ч>22776 ч – подшипник подходит
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Входной вал
Диаметр d = 30 мм
Принимаем шпонку 6 х 6 х 35 ГОСТ 23360-78
Определим напряжение смятия
/>
Прочность шпонки обеспечена
Промежуточный вал
Диаметр d = 30 мм
Принимаем шпонку 12 х 12 х 34 ГОСТ 23360-78
Определим напряжение смятия
/>
Прочность шпонки обеспечена.
Выходной вал
Диаметр d = 100 мм
Принимаем шпонку 28 х 16 х 75 ГОСТ 23360-78
Определим напряжение смятия
/>
/>
Прочность шпонки обеспечена.
Диаметр d = 63 мм
Принимаем шпонку 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78
Определим напряжение смятия
/>
Прочность шпонки обеспечена.
РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО УСТРОЙСТВА
Принимаем материал штифта — Сталь 40Х.
Механические характеристики материала: σв = 1000 МПа, σт = 800МПа.
Коэффициент пропорциональности k = 0,7
Предел прочности штифта на срез ср = k· σв = 0,7 · 1000 = 700 МПа
Крутящий момент при котором сработает устройство
Номинальный передаваемый момент
Mkном = k0·T4 = 1,3 · 1727= 2210 Н·м
Mпр = 1.2·Mkном = 1.2·2210 = 2652 Н·м
Диаметр штифта.
/>
Принимаем стандартный штифт 8 х 45 ГОСТ 3128 – 70.
РАСЧЕТ БОЛТОВ
Расчет болтов для крепления рамы к фундаменту
/>
Расчет по условию нераскрытия стыка
/>/>– момент от действия силы Ft
/>– момент сопротивления изгибу, определяемый для площади стыка.
/>
/>– площадь стыка
/>– сила затяжки болта
Расчет по условию отсутствия сдвига деталей в стыке
/>– сила затяжки болта
, где K’ – коэффициент запаса
f– коэффициент трения в стыке
Z– число болтов
Ft– сила, вызывающая сдвиг
/>Расчет прочности болтов
Расчет проводим для случая с наибольшей силой затяжки
/>
/>
/>
/>
Болт М16 из Ст5 удовлетворяет условию прочности
Расчет болтов для крепления стакана к рамеи редуктора к раме проводим подобным образом.
Для крепления стакана
/>
Для крепления редуктора
/>
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Температура масла
/>
P1– мощность, подводимая к быстроходному валу редуктора, кВт
/>
KT– коэффициент тепло передачи
А – площадь поверхности охлаждения корпуса, м2
/>
t– температура окружающей среды
[tм] – допускаемая температура масла, />
ОПИСАНИЕ ВЫБРАННОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Окружная скорость зубчатых колес в редукторе
выбираем картерную смазку.
Быстроходные колеса редуктора должны быть погружены в масленую ванну на глубину до 5·m=12мм
Скорость скольжения в червячной передаче />. Червяк может быть погружен в масленую ванну на глубину до 17 мм.
Выбор марки масла:
Чем выше окружная скорость, тем меньше должна быть вязкость масла.
Так как у нас окружная скорость небольшая, то масло И–45А нам вполне подойдет (/>).
Минимальный объем залитого масла составляет 0,4…0,6 на 1кВт. Это будет 1,6…2,4 литра.
а) Смазка подшипников редуктора при картерной смазке происходит брызгами масла, если выполнено условие />
Колесобыстроходной ступени:/>, так как условие выполняется, то подшипники смазываются брызгами масла.
б) Смазка подшипников выходного и приводного валов. Смазываем солидолом, он хорошо удерживается в подшипниках, сопротивляется действию центробежных сил.
/>
/>Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.
В 3-х т. –М.: Машиностроение, 1992.
2. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.А. Подшипники качения:
Справочник. 6-е изд. М.: Машиностроение, 1975. 572 с.
3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова
М. Машиностроение, 1979. 368 с.
4. Допуски и посадки: Справочник. Под ред. В. Д. Мягкова.
Л.: Машиностроение, 1978. 1032 с.
5. Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин:
Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1978. 352 с.
6. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Курсовое проектирование. -
М.: Высшая школа, 1975. 552 с.
7. Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. справочник по муфтам.
Л.: Машиностроение, 1979. 351 с.
8. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. Проектирование
механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. –5-е
изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1984. 560 с.
9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное
пособие для техникумов. М.: Высшая школа, 2002. 454 с.
10. Дрюк Л.В. Указания к курсовому проекту для специальности 0501
“Технология машиностроения”, МИФИ-3, 1987.
11. Дрюк Л.В. Компоновка редуктора: Методическое пособие к
курсовомупроектированию по основам конструирования машин.
МИФИ-3, 1995.
12. Дрюк Л.В. Расчет валов и осей: Методическое пособие по курсу
“Основы конструирования машин”: МИФИ-3, 1992.
13. Дрюк Л.В. Расчет зубчатых и червячных передач: Учебное пособие к
курсовому проектированию по основам конструирования машин.
МИФИ-3, 1993.