Зміст
Вихідні дані
Вступ
1. Енергосиловийта кінематичний розрахунок
1.1 Визначення потрібної потужності привода
1.2 Вибір електродвигуна
1.3 Кінематичний та силовий розрахунок привода
2. Розрахунок клинопасової передачі
3. Розрахунок черв’ячної передачі
3.1 Вибір матеріалу
3.2 Допустимі напруження
3.3 Проектний розрахунок
3.4 Перевірний розрахунок
4. Проектування валів
4.1 Розрахунок валів з умови кручення
4.2 Вибір типа та схеми розташуванняпідшипників
4.3 Ескізна компоновка редуктора
4.4 Вибір матеріалу валів
4.5 Розрахунок валів на статичну міцність таопір втомі та розрахунок підшипниківна витривалість
5. Розрахунок з’єднань
5.1 Шпонкові з’єднання
5.2 З’єднання з натягом
6. Тепловий розрахунок редуктора
7. Остаточна компоновка редуктора
8. Пристрої для натягу пасу передач та рамапривода
Література
Вихіднідані
ЗавданняДМ 4.2-3
/>
Складпривода: 1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача; 3 – редуктор черв’ячний
/>
Обертовиймомент Тт=255Нм
Частотаобертання nт=75 хв-1
Термінвикористання L=6років
Коефіцієнтивикористання – річний Кр=0,55, добовий Кд=0,75, перевантаження ψ=1,8
Вступ
Значеннямашин для людського суспільства надзвичайно велике. Машини максимальнопідвищують продуктивність праці, сприяють поліпшенню якості продукції, щовиготовляється, і зниженню її собівартості. У сучасній промисловостімашинобудуванню належить провідна роль, оскільки на базі машинобудуваннярозвивається решта всіх галузей промисловості, будівництва і сільськогогосподарства. Рівень виробництва машин, ступінь їх технічної досконалості — основні показники розвитку всіх галузей народного господарства, основатехнічного прогресу держави і добробуту суспільства.
Всякамашина складається з деталей. Деталь — виріб, виготовлений з однорідного понайменуванню і марці матеріалу без застосування складальних операцій (вал,гайка, кришка і т.п.). Комплекс спільно працюючих деталей, об'єднаних загальнимпризначенням і по конструкції тих, що є відособлену одиницю, називаєтьсяскладальною одиницею (муфта, редуктор, рама). Складальні одиниці і деталі, усвою чергу, утворюють комплекси (намотувальний пристрій, транспортер, робочакліть). Деталі, складальні одиниці і комплекси утворюють готові вироби, щопідлягають виготовленню (прокатний стан, продольно-строгальний верстат).
Приконструюванні і виготовленні нових машин економічні показники повинні завждистояти на одному з перших місць. Вартість машини, визначувана витратами наматеріали, виготовлення і збірку, повинна бути мінімальною. Габарити і масамашини в значній мірі визначаються її кінематичною схемою і компоновкоюскладників. Компоновка деталей і вузлів повинна бути такій. щоб можливо більшповно використовувався робочий простір несучих деталей (рам, станин, корпусів).
Величезнезначення для здешевлення машин при одночасному підвищенні якості маєстандартизація. Широке впровадження взаємозамінних деталей машин значнополегшує збірку машин і дозволяє використовувати для їх виготовлення більшпередові методи масового і потокового виробництва, що дозволяє отримати великийекономічний ефект.
Автоматизаціяроботи машини не тільки сприяє підвищенню продуктивності, поліпшенню якостіроботи, але і до мінімуму знижує вплив людського чинника.
1.Енергосиловий та кінематичний розрахунок
1.1 Визначення потрібної потужності привода
Придовгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні, яке притаманнекомпресорам, конвеєрам, транспортерам та іншим механізмам, розрахунковапотужність електродвигуна Р'д (кВт) привода визначається черезпотужність на вихідному валу привода Рт (кВт), яка може бути заданаабо визначена по тяговому зусиллю F (Н), коловій швидкості стрічки V (м/с), або обертовому моменту Тт (Нм),кутовій швидкості валаωт хв-1.
/> (1.1)
де
/>
РТ=1,047·10-4·255·75=2,0кВт
η– загальний ККД привода
/> (1.2)
деη1, η2 – ККД окремих передач привода
ηп,ηпк – ККД відповідно пасової передачі та підшипників коченняоднієї пари
k – число валів або пар підшипників
η1=0,95;η2=0,8; ηп=0,98; ηпк=0,99; k=3
η=0,95·0,8·0,98·0,993=0,72
/> кВт
1.2 Вибір електродвигуна
Дляпривода конвеєра і інших механізмів широко використовують асинхронні короткозамкнуті електродвигуни серії 4А виконання М1081, М1081 по ГОСТ 19523-81потужністю від 0,55 до 30кВт та синхронними частотами обертання ротора nдс від 750 до 3000 хв-1
перенавантаженнядорівнює:
/> (1.3)
/>
щоперевищує 12% які допустимі при змінному навантаженні привода. Тому вибираємодвигун з потужністю Рд=3кВт
/>
Присталій потужності двигуна із збільшенням частоти обертання його розміри, масата вартість зменшуються, а ККД зростає. Однак із збільшенням частоти обертання,робочий ресурс двигуна зменшується, а передаточне число привода, його маса,габаритні розміри і вартість зростають. Для приводів загального призначення,якщо немає спеціальних вказівок, перевагу слід віддати двигунам з частотоюобертання 1500 та 1000хв-1.
Вибираємоnсд=1000хв-1, це двигун 1М10814А112М6У3, потужністю Рд=3кВт з частотою обертання nд= 950хв-1,коефіцієнтом пускового та максимального перенавантаження ψпуск=2,0;ψmax=2,2(ГОСТ19523-81)
/>
Мал.1.1. Ескіз електродвигуна
d30=260мм
l1=80мм
l30=452мм
d1=32мм
b1=10мм
h1=8мм
l10=140мм
l31=70мм
d10=12мм
b10=190мм
h=112мм
h10=12мм
h31=310 мм
1.3 Кінематичний та силовийрозрахунок привода
Розрахунковезагальне передаточне число привода U' визначаємо із співвідношення частот обертання вала двигуна nд та вихідноговала привода nд:
/> (1.4)
/>
Виходячиіз розрахункового значення загального передаточного числа U'=U'п·U'р визначимопопереднє передаточне число редуктора:
/> (1.5)
Вибираємопередаточне число клинопасової передачі по ГОСТ 17383-73 Uп=2
/>
Узгодимопередаточне число редуктора з нормальним рядом чисел по ГОСТ 2144-76: Up=6,36
Загальнепередаточне число привода
UП= U/ Up=12,73/6,3=2,0
U= UП· UТ=6,3·2,0=12,6
Відхиленняпередаточного числа не повинно перевищувати 4%
/> (1.6)
/>
Визначимочастоти обертання валів привода, потужностей та обертових моментів, щопередаються валами
а)Вал електродвигуна – вал ведучого шківа пасової передачі:
Навантаженнярозрахункове
ПотужністьРД=2,78
Частотаобертання nсд=1000хв-1
Обертовиймомент Тд
/> (1.7)
/>
б)Вхідний вал редуктора – вал веденого шківа пасової передачі – вал черв’якаредуктора:
Рш=Р'д·ηп·ηпк=2,78·0,95·0,99=2,61кВт
/> (1.8)
/>хв-1
Тш=Тд·Uп· ηп·ηпк=27,8·2,0·0,95·0,99=52,3Н·м
в)Тихохідний вал редуктора – вал черв’ячної шестерні:
Рт=Рш·η1·ηпк=2,61·0,95·0,99=2,45кВт
/> (1.9)
/>хв-1
Тт=Тш·Uш· η1·ηпк=52,3·6,3·0,95·0,99=310Нм
Ресурсроботи привода
t∑=L·365·k·24·kc (1.10)
t∑=8·365·0,55·24·0,75=28908 годин
Таблиця 1.1 Розрахункові дані параметрівпривода.Номер вала
Частота обертання, хв-1 Потужність, кВТ Обертовий момент, Н·м Передаточне число D
nад=955
Рд′=2,78
Тд=27,8
Uп=2,0 Ш
nш=477,5
Рш=2,61
Тш=52,3 Т
nт=75,8
Рт=2,0
Тт=310
Uт=6,3
2. Розрахунок клинопасової передачі
Вибираємо переріз пасу А, тому мінімальний діаметр ведучого шківа dmin=90мм. Для підвищеннядовговічності пасу діаметр ведучого шківа приймаємо D1=112мм.
Розрахуємо розрахунковий діаметр веденого шківа
D'2=D1·U=112·2=224мм (2.1)
Зі стандартного ряду вибираємо D2=224мм
Розрахуємо колову швидкість паса
/> (2.2)
/>м/с
Шківи виготовляємо з чавуну СЧ15 т.к. колова швидкість V
Розрахуємо орієнтовану міжосьову відстані. Двигун встановлюємо наполозки, тому
а=1,5(D1+D2)=1,5(112+224)=504мм
Знайдемо потрібну довжину пасу
/> (2.3)
/>мм
Приймаємо стандартну довжину пасу Lp=1600мм
Розрахуємо дійсну міжосьову відстань, яка відповідає прийнятій стандартнійдовжині пасу:
/> (2.4)
де Δ1=0,5π(D1+D2)=0,5·3,14(112+224)=527
таΔ2=0,25(D2-D1)2=0,25(224-112)2=3136
тому
/>мм
Для регулювання міжосьовий відстані застосовуємо установку двигуна зведучим шківом на полозках враховуючи що:
для установки та зміни пасів повинна бути передбачена можливістьзменшення міжосьової відстані на 2% від довжини пасу, тобто 20мм;
для компенсації відхилень від номіналу довжин пасів і його витяжки за часексплуатації повинна бути передбачена можливість збільшення ад на 6% віддовжини пасу.
Визначимо кут обхвату на ведучому шківі
/> (2,5)
/>
Знайдемо число пробігів пасу
/> (2.6)
де />=20с-1 – допустимечисло пробігів пасу
/> — умова виконується.
Розрахуймо допустиму потужність при заданих умовах роботи передачі дляодного клинового пасу
/> (2.7)
де Р0– допустима потужність для одного паса певного перерізуу дослідних умовах (D1=D2;α1=α2=180°, базова довжина пасу L0та спокійне навантаження)
Обираємо Р0=1,15 (при типі пасу А, базовій довжині пасу L0=1700мм, діаметрі шківа D1=112мм )
Cα – коефіцієнт, що враховуєвплив кута обхвату на тягову здатність;
Са=1-0,003(180°-а1)
Са=1-0,003(180°-168°)=0,964
СL – коефіцієнт, що враховуєвплив довжини пасу на довговічність;
/> (2.8)
/>
ΔPзг –поправка, що враховує зменшений вплив напружень згину пасу на веденому шківі надовговічність із збільшенням передаточного числа
/> (2.9)
де ΔТЗГ – поправка до моменту на ведучому шківі, якийможе передати пас за рахунок зниження напружень згину на веденому шківі взалежності від передаточного числа.
ΔТЗГ=1,1
∆Рзг=10-4·1,1·477,5=0,052
Cр –коефіцієнт режиму роботи Ср=0,8
/>кВт
Визначаємо необхідне число клинових пасів
/> (2.10)
де Р1 – потужність на ведучому шківі
Сz – коефіцієнт числа пасів укомплекті Сz=0,95
/>
Приймаємо Z=4шт.
Визначаємо навантаження на вал:
/> (2.11)
де F0– сила попереднього натягу паса з урахуванням додаткового натягупаса від відцентрових сил
/> (2.12)
де qm – маса 1м довжини паса qm=0,105кг/м (переріз А)
/>
/>
Розрахуємо колову силу
/> (2.13)
/>
Перевіримо міцність пасу за умовою:
/>
де σmax – максимальне напруження пасу
[σ]р =10МПа – допустиме напруження пасу
/> (2.14)
де σр – напруження розтягу (з урахуванням напружень віддії відцентрових сил)
σЗГ1 – напруження згину
/> (2.15)
де А – площа перерізу пасу А=81мм2
/>МПа
/> (2.16)
де ЕЗГ=100МПа – модуль пружності матеріалу пасу при згинанні
у0=2,8мм (для перерізу А)
/> МПа
/>
Розрахуємо ресурс передачі
/> (2.17)
де σlim=9…10МПа– обмежена границя витривалості пасу при базі випробувань N0=107 циклів навантажень
m=8 – показник ступеня кривоївтоми
СЗГ – коефіцієнт, що враховує різний ступінь впливу напружень згинуу пасі на ведучому та веденому шківах
/> (2.18)
/>
Zш=2 – число шківів в передачі;
[th]=1000год. – мінімальний ресурс передачі.
/>
3. Розрахунок черв’ячної передачі
3.1 Вибір матеріалу
Черв’якивиробляють зі сталей, які дозволяють отримати після термообробки велику міцність(Н ≥ 45HRC) робочихповерхонь витків, наприклад, сталь 45, 40Х, 40ХН, 12Х2Н4А та інші. Черв’ячні колеса виготовляють із бронзи і чавунів. Матеріал черв’ячного колеса назначаємо взалежності від швидкості ковзання. Швидкістьковзання.
/>, м/с (3.1)
де n1 – частотаобертання черв’яка, об/хв.; Т2Н– обертовий момент, Н·м.
n1 = 477,5об/хв., Т2Н = 310 Н·м.
/> м/с
Так как 5 > /> > 1м/с – матеріалчерв’ячного колеса безоловяніста бронза (Бр. АЖ 9-4)
σ/>=400 МПа,
σТ = 200 МПа.
3.2 Допустимі напруження
Допустимі напруження для сірого чавуна
/> (3.2)
/>МПа
/>
Допустимі напруження при згині для колеса
/>
/>
3.3 Проектний розрахунок
Розраховуємоміжосьову відстань за формулою:
/>, мм (3.3)
деq – коефіцієнтдіаметру черв’яка, приймаємо q=10 ;
Z2 – числозубів черв’ячного колеса.
При/>≤ 3 м/с />=1,0
Відносно«U» призначаємо z1 так, щобвитримати z1=1, 2, 4; 28 ≤z2≤ 63 ( 80 ); U=12,6 (вихіднідані).
ПринимаемU=12,5; z1=4
Розраховуємочисло зубів черв’ячного колеса за формулою:
z2=U · z1(3.4)
z2=12.5 · 4 =50
28
/> мм
Узгоджуємо/> по ГОСТ2144-76
Приймаємо/>= 50 мм.
Розраховуємомодуль за формулою:
/>, мм (3.5)
/>мм
Розраховуємокоефіцієнт діаметру черв’яка за формулою:
/> (3.6)
/> = 10,6
12,5> 10,6 – умова виконується.
Підбираємоm і q по таблиці 2.3 за умовою -1 ≤X ≤ 1, де
/> (3.7)
/>
-1
Приймаємо m = 2,5 мм; q =10.
При х > 0
/> (3.8)
/>
/> (3.9)
/>
Розраховуємоначальний діаметр черв’яка за формулою:
/> (3.10)
/> мм
/> мм
Розраховуємоділильний діаметр черв’ячного колеса за формулою:
d2=m · z2/>, мм (3.11)
d2= 2,5 · 50 = 125 мм.
Розраховуємодіаметр впадини черв’яка за формулою:
/> , мм (3.12)
/> мм
Розраховуємодіаметр впадини черв’ячного колеса за формулою:
/>, мм (3.13)
/> мм
Розраховуємодіаметр вершини витків черв’яка за формулою:
/> , мм (3,14)
/> мм
Розраховуємодіаметр вершини витків черв’ячного колеса за формулою:
/> , мм (3.15)
/>
Розраховуємонайбільший діаметр черв’ячного колеса за формулою:
/> , мм (3.16)
/>
Розраховуємодовжину нарізаної частини черв’яка :
При z1=4;
/>, мм (3.17)
/> мм
/> (3.18)
/>
/> (3.19)
/>
/> (3.20)
UГОСТ=12,5
/>
0
Розраховуємокоефіцієнт корисної дії передачі:
/> (3.21)
де/>кут тертя,вибираємо з табл. 2.4
Таблица 3.1 – Кут тертя /> між стальним черв’яком і венцем колеса
Vs, м/с
/>
Vs, м/с
/> 0,5 3°10' — 3°40' 3 1°30' — 2°00' 1,0 2°30' — 3°10' 4 1°20' — 1°40' 1,5 2°20' — 2°50' 7 1°00' — 1°30' 2,0 2°00' — 2°30' 10 0°55' — 1°20' 2,5 1°40' — 2°20' 15 0°50' — 1°10'
Приймаємо/> =3°20'
/>
Розраховуємоколову швидкість черв’яка за формулою:
/> (3.22)
/>м/с
/> (3.23)
/>
Визначаємошвидкість ковзання за формулою:
/> (3.24)
/> =0,95
/>
σ/>=280МПа
Розраховуємоколову, радіальну і осьову сили в зачепленні:
/> (3.25)
/>
/> (3.26)
/>
/> (3.27)
/>
/>
Мал. 3.1. Схема зачеплення черв’ячної передачі
3.4Перевірний розрахунок
Розраховуємодійсне контактне напруження за формулою:
/> (3.28)
/>
254МПа
Розраховуємомаксимальне дійсне контактне напруження за формулою:
/> (3.29)
Т2Нmax= Тт / 0,8=310 / 0,8 = 387,5 Н·м
/>
284МПа
Розраховуємодійсне напруження згину за формулою:
/> (3.30)
YFN – вибираємо з таблиці 3.1 взалежності від
/> (3.31)
/> (3.32)
/>
/>
Приймаємо YFN=1,4
/>
29,6МПа
Розраховуємомаксимальне дійсне напруження згину за формулою:
/> (3.33)
/>
37МПа
4. Проектування валів
4.1 Розрахунок валів з умовикручення
Розрахуноквиконується за умов:
- міцність накручення
/>; /> (4.1)
- зниженогоумовного допустимого напруження кручення в межах /> пропорційно відносної навантаженостівала
- забезпеченняосьової фіксації деталей, що розміщуються на валу.
Швидкохідний вал
Діаметр консольної ділянки
/> (4.2)
де Тш – момент на швидкохідному валу редуктора
/>мм.
Округляємо до d=17мм.
Діаметр вала під підшипник
/> (4.3)
де t=2мм – розмір висоти бурта.
dП=17+2·2=21мм
Приймаємо dп=20мм.
Діаметр бурта під підшипник
/> (4.4)
де r=1,6мм – радіус галтельного переходу
dбп=20+3,2·1,6=25,12 мм
Приймаємо dбп=25мм.
Так як діаметр вершин зубців черв’яка dа1=34,75 мм, менше за 2dбп, то черв’як виконуємо сумісно звалом.
Тихохідний вал
Діаметр консольної ділянки
/> (4.5)
де Тт – момент на тихохідному валу редуктора
/>
Округляємо до d=40мм.
Діаметр вала під підшипник
/> (4.6)
де t=1,7мм – розмір висоти бурта
dП=40+2·1,7=43,4 мм
Приймаємо dп=45мм.
Діаметр бурта під підшипник
/> (4.7)
де r=3мм – радіус галтельного переходу
dбп=45+3,2·3=53,6 мм
Приймаємо dбп=55мм.
Діаметр вала під колесо
/> (4.8)
Приймаємо dк=55мм.
Діаметр бурта під колесо
/> (4.9)
де f=1,6мм – розмір факи
dбк=55+3·1,6=59,8 мм
Приймаємо dбп=60мм.
4.2 Вибір типа та схеми розташування підшипників
Вопорах валів встановлюємо роликові радіально-упорні конічні однорядні підшипники.На швидкохідному валу встановлюємо підшипники середньої серії за схемою «урозпір. На тихохідному валу встановлюємо підшипники легкої серії за схемою „урозпір“.
/>
Мал.4.1. Ескіз підшипників кочення
Таблиця4.1.Вибір підшипниківВал № D d B r
r1
Сr
Соr Швидкохідний 46304 52 20 19 2 1,0 14,0 9,17 Тихохідний 36209 85 45 19 2,0 1,0 32,3 25,6
4.3 Ескізна компоновка редуктора
Відстань між колесом і внутрішньою поверхнею корпуса редуктора
/>
Відстань між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею корпуса приймаємо g=8мм
Відстань між опорами черв’яка приймаємо
l1=daм2=137мм
Довжина консольної ділянки швидкохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=36мм
Довжина консольної ділянки тихохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=82мм
Довжина маточини черв’ячного колеса
lм=1,2dк2=1,2·55=66мм
приймаємо lм=70мм
/>
Мал.4.2. Ескізна компоновка швидкохідного валу
/>
Мал.4.3. Ескізна компоновка тихохідного валу
/>
Мал. 4.4. Схема сил у зачепленнях
4.4 Вибір матеріалу валів
Швидкохідний вал виконаний заодно ціле з черв’яком.
Матеріал виготовлення: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючою термообробкою– поліпшення (НВ270…320) та гартування СВЧ до отримання твердості HRC 48…53. В цьому випадку σт=750МПа;
σв=900МПа; τт=450МПа; σ-1=410МПа;τ-1=240МПа; ψτ=0,10
Тихохідний вал виготовляємо зі сталі 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючимполіпшенням до отримання твердості НВ270…320. В цьому випадку σт=750МПа;σв=900МПа; τт=450МПа; σ-1=410МПа;τ-1=240МПа; ψτ=0,10
4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунокпідшипників на витривалість
Розрахунокна статичну міцність
Швидкохідний вал
Реакції опор
В вертикальній площині
∑М3=0
/>
/>
∑М1=0
/>
/>
Перевірка
∑У=0
RBУ-Fr1-Raу=0
874,87-138,72-(-512,32)=0
MX1=0
/>
MX3=0
/>
Реакції опор
В горізонтальній площині
∑М3=0
/>
/>
∑М1=0
/>
RBX =[-Ft1·(lБ/2)+FМ·(lМ+lБ)]/ lБ
RBX=[-4080·134/2+970·(41,3+134)]/134=-771,189
Перевірка
∑Х=0
RАX — RBX — Ft1+ FМ=2338,84-(-771,189)+970-4080=0
Будуємо епюру згинаючих моментів
МУ1=0
МУ2=- RАX(lБ/2)=-2338,84·134/2=-156700
МУ3= — FМ·l=-4080·175,279=-170021
Будуємо епюру згинаючих моментів
МК=(Ft1·d1)/2=4080·29,8/2=60690
Сумарні опорні реакції
/>
/>
/>
Подбіраємо підшипник по перший опорі.
Підшипник шариковий радіально-упорний 46304.
d=20мм, D=52мм, В=15мм, r=2,0 r1=1,0, Cr=14, Cor=9,17
Визначаємо еквівалентне навантаження.
Рэ=(XVFr1+YFa)·Кб·Кт (4.10)
де- Fr1=816; Fa= 3400; V=1; Кб=1; Кт=1.
Відношення /> — величинасоответствует е=0,68
Відношення />>е; Х=0,41;Y=0,87
Рэ=(0,41·1·816+0,87·3400)·1·1=2958Н
Розрахункова довговічність, млн.об
/> (4.11)
/>, млн.об
Розрахункова довговічність, ч
/> (4.12)
/>, ч
Тихохідний вал.
Вертикальна площа
∑М4=0
/>
/>
/>
/>
/>
Перевірка
∑У=0
Fу-Rcу — Fr2 — FD2=0
1996,1-4390,33-1387+3781,44=0
Будуємо епюру.
Мх2= Fу·Lon
Мх2=1996·175,28=349858
/>
/>
Мх4=0
/>
/>
Горизонтальна площа
/>
/>
/>
/>
Fх-Rcх — Ft2+ FDx=0
3457,3-4756,79-4080+5379,44=0
Строємоепюру
Му2= — Fx∙ lоп
Му2= — 3457 ∙ 175,88 = — 293873
Му3= — Fx∙ (lоп + />) + Rсх/>
Му3= — 3457∙ (175,88 + />)+ 4756,72/> = — 236696
Му4= 0
Строємо епюрукрутних моментів
Мк =Мr = />
Мк =Мr = />=255000
Визначаємореакціі
Rc = />
Rc = /> =6473.18
RD = />
RD = /> =6575,658
Сумарні згинальнімоменти
М2 =/>
М3 =/>
/>
Вибираємопідшипник – радіально упорний по ГОСТ 831-75 легкоі серіі 36209. d = 45мм D = 85 мм B= 19 мм α = 12° Cr= 32,3 Co = 25,6
Відношення />= /> = 0,059
Відношення />= /> = 0,248
Рэ =Rd ∙ V ∙ Кб ∙ Кт= 6575,685 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 6575,685
Розрахунок довговічності,мм
L = (/>)3= />= 137 мм
Розрахунок довговічностів годинах
Lh = /> = />= 30000 год.
Для зубчастихредукторів приймаємо ресурс роботи підшипників від 30 тис (такий ресурс самогоредуктора) до 10 тис ( такова допустима довговічность підшипника).
Перевіркаміцності шпонкових з’єднань.
Вредукторі застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями. Розміриперерізу шпонок і пазів; довжина шпонок по СТ СЭВ 189-75.
Матеріалшпонок: Сталь 45 нормалізована.
Напругузмиття і умову міцності визначаємо по формулі:
/> (4.13)
Призначаємонапругу змиття:
пристальній ступиці [σ] = 110 – 190 Н/мм2
причавунній ступиці [σ] = 50 – 70 Н/мм2
Валчерв’яка:
ДіаметрØ 17 мм b×h = 5×5; Глибина паза t1 = 3; Довжинаl = 20 мм; Момент Тзг =52,3 Н·м
/> /> [σ]
Валвідомий.
Здвох шпонок – під шестерню та на вихідному валу, найбільш напружена шпонка навихідному валу (менший діаметр вала, тому й менші розміри поперечного перерізушпонки).
Діаметрвала d = 40 мм; b×h = 17×8; Глибина паза t1 = 5; Довжина l1 = 45 мм; Момент Тзг =255 Н·м
/> /> [σ]
Розрахунок валів
Швидкохідний вал
Розміри поперечних перерізів, прийнятих при конструюванні, значноперевищують ті, могли бути одержані при розрахунку на кручення.
Перевірка стріли прогину
Приведений момент інерції в поперечному перерізі черв’яка
Јпр = /> (4.14)
Јпр = />1827,1мм4
стріли прогину
ƒ = /> (4.15)
ƒ = />0,021
припустимий прогин
[ƒ] = (0,005… 0,01) m
[ƒ] = (0,013…0,025)
Вал під шестерню
Матеріал –сталь 45, термообробка – улучення. При діаметру заготовки до 100 мм середне значення σв = 780н/мм2
Границя витривалості при симетричному циклі вигіну
σ-1= 0,43·σв (4.16)
σ-1= 0,43·780=335н/мм2
Границя витривалості дотичним напруженням при симетричному циклі
/>=0,58· σ-1(4.17)
τ-1=0,58·335=193н/мм2
Переріз А-А
Концентрацію напружень викликає шпоночка канавка.
Кσ = 1,75
К τ= 1,6
ε σ≈ε τ=0,63
ψσ=0,15
ψ τ=0,1
Крутний момент Мкр = 255 Нм
Згинальний момент в горизонтальної площини
М2 = 3393,35Нмм
В горизонтальної площини
М = 245280 Н мм
Суммарний крутний момент
М= /> (4.18)
М = />= 245303,75 Нмм
Моментскручувальний
d= 55
b×h = 16 × 10 t1=6 l1=60
Wкнетто= /> (4.19)
Wкнетто= />32608,5
Wнетто=/> (4.20)
Wнетто= />16282,783
Амплітуда і середня напруга цикла дотичним напруженням визначаємо поформулі:
τ-υ=τ-m=/> (4.21)
τ-υ=τ-m= />3,91н/мм2
Амплітуда нормальних напруг вигіну
σ-υ= /> (4.22)
σ-υ=/>
Коефіцієнт запаса міцності по нормальним напруженням
nσ-1 =/> (4.23)
nσ-1 = />
Коефіцієнт запаса дотичним напруженням
n = /> (4.24)
n = />
Результуючий коефіцієнт запаса міцності для перерізу А-А
n=/> (4.25)
n=/>
ПерерізК – К .
Концентраціянапруги обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом.
/> /> Ψσ =0,15 Ψτ = 0,1
Згинальниймомент М2 = 339335 Н·м
Моментопору
W= /> (4.26)
W= /> = 12265,625
Амплітуданормального напруження
σ= σmax = /> = /> = 27,67/>
σм= 0
Полярниймомент опору
Wp = 2 · W (4.27)
Wp = 2 · 12265,625 = 24531,25
Амплітудаі середня напруга цикла :
/> (4.28)
/> = 6,916
Коефіцієнтизапасу міцності при нормальному напруженні
nσ = /> (4.29)
nσ = /> =3,027
Коефіцієнтизапасу прочності при касательних напруженнях:
nτ = /> (4.30)
nτ = /> = 9,622
Підсумковийкоефіцієнт запасу міцності для перерізу К – К :
nτ = /> (4.31)
nτ = /> = 2,888
ПерерізЛ – Л
Концентраціянапруги обумовлена переходом від Ø 50 до Ø 40:
При/> = /> = 1,25 и /> = /> = 0,063
Коефіцієнтиконцентрації напруження
Кσ= 1,75; Кτ = 1,6
εσ= ετ = 0,85
Внутрішнісилові фактори:
Осьовиймомент опору перерізу
W= /> (4.32)
W= /> = 6280
Амплітуданормального напруження
συ= /> = 54,034 />
Полярниймомент опору
Wp = 2 · 6280 = 12560
Амплітудаі середня напруга цикла :
/> = 13,509
Коефіцієнтизапасу міцності для перерізу Л – Л:
nσ = /> = 3,011
nτ = /> = 7,207
Підсумковийкоефіцієнт запасу міцності для перерізу Л – Л :
nτ = /> = 2,77
ПерерізБ – Б:
Концентраціяобумовлена приналежністю шпоночної канавки :
Кσ= 1,75; Кτ = 1,7
εσ= ετ = 0,85
F = /> (4.33)
ПриFx = 3457; Fy = 1996,1
F = /> = 3976,98 Н
Згинальниймомент при Х = 25:
МБ-Б= F · х (4.34)
МБ-Б= 3976,98 · 25 = 99427,382 Н·мм
Моментопору перерізу при b×h = 12×8; t1 = 5; l = 45 мм:
W= /> (4.35)
W= /> = 6253,75
Амплітуданормальних напружень згину:
συ= /> (4.36)
συ= /> = 15,898 />
Моментопору крученню нетто:
WК нетто = /> = 12533,75
Амплітудаі середня напруга цикла :
/> = 10,173
Коефіцієнтизапасу міцності для перерізу Б – Б:
nσ = /> =10,235
nτ = /> = 9,57
Підсумковийкоефіцієнт запасу міцності для перерізу Б – Б :
nτ = /> = 6,99
/>
5. Розрахунок з’єднань
5.1 Шпонкові з’єднання
З’єднанняна швидкохідному валу (вал – шків пасової передачі)
Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6ГОСТ 380-94
По ГОСТ23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки іззакругленими краями: b´h=5х5.
Розрахунковадовжина шпонки
/> (5.1)
де:h – висота шпонки
t1 – глибина шпонкового пазу
σсм– допустиме напруження зминання, для чавунної маточини
σсм=80 МПа
/>
Приймаємодовжину L=Lp+b=12,2+5=17,2мм, зістандартного ряду L=18мм
Посадкашпонки: на валу: h9, до шківа: JS9
З’єднанняна тихохідному валу (вал– черв’ячне колесо)
Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6ГОСТ 380-94
По ГОСТ23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки із закругленимикраями: b´h=16х10.
Розрахунковадовжина шпонки
/>
Приймаємодовжину L=Lp+b=33,4+16=49,4мм, зістандартного ряду L=50мм
Посадкашпонки:
навалу: h9, до шківа: JS9
З’єднанняна тихохідному валу (консольнаділянка)
Назначаємо матеріал шпонки: Сталь 6ГОСТ 380-94
По ГОСТ23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки іззакругленими краями: b´h=12х8.
Розрахунковадовжина шпонки
/>
Приймаємодовжину L=Lp+b=49,7+12=61,7мм, зістандартного ряду L=63мм
5.2 З’єднання з натягом
/>
6. Тепловий розрахунок редуктора
При роботі редуктора втрата потужності, за рахунок тертя в зачепленніта підшипниках, перемішуванням та розбризкуванням масла, приводять донагрівання деталей редуктора та масла. При нагріванні в'язкість масла різкопадає, що приводить до порушення режиму змащення. Нормальна робота редукторабуде забезпечена, якщо температура масла не перевісить допустиму.
При сталому режимі роботи редуктора усе тепло віддається через стінкиповітрю що його оточує. Умова роботи редуктора без перегріву:
/> (6.1)
де tм – температура масла
tп=20°С– температура повітря
kt=17Вт/(м2·°С)коефіцієнт теплопередачі
F=0,6 – коефіцієнтсталості роботи
А=0,421м2 — площа тепловіддающої поверхні корпуса редуктора
[Δt] =120°С – длямасла авіаційного
/>
7. Остаточна компоновка редуктора
Використовуючи креслення ескізної компоновки валів конструктивнооформлюємо інші деталі редуктора – черв’ячний вал, черв’ячне колесо, корпус,підшипникові вузли тощо.
Змазка зачеплення та підшипників – розбризкуванням рідкого масла,залитого до корпусу до рівня центра нижнього ролика підшипника. На валу черв’якавстановлюємо крильчатки; при роботі редуктора вони будуть розбризкувати маслота закидати його на колесо та в підшипники.
Відстань між крильчаткою та внутрішньою поверхнею корпуса
/>
Ущільнення валів забезпечуємо резиновими манжетами. Для обох валіввикористовуємо манжети І типу ГОСТ 8752-79:
dxDxH
х40х8
х70х10
В нижній частині корпуса викреслюємо пробку для спуску масла тамасловказівник.
Для редукторів товщину стінки розраховуємо за формулою
/>
/>мм
Обираємо δ=6мм.
Корпус робимо нероз’ємним (aw
D=dam2+2·c=137,25+2·5=147,25 мм
Приймаємо D=150мм
Посадка бокових кришок перехідна та приєднується до корпусу гвинтами d=8мм. Відстань між гвинтами
/>
Діаметр кришки Dк=D+(4…4,5)d=150+4·8=182мм.
Діаметр приливу Dф=Dк+4…6мм=182+4=186мм.
Щоб кришка була достатньо жорсткою її виконуємо досить високою />=0,1·182=18ммз шістьма ребрами.
Для контролю зачеплення та заливу масла на горі робимо люк звмонтованою віддушиною.
Для швидкохідного вала використовуємо накладні кришки.
Посадка бокових кришок перехідна 25/> та приєднується до корпусу чотирма гвинтами М8.
Діаметр кришки Dк=D+(4…4,5)d=25+4·8=57мм.
Діаметр приливу Dф=Dк+4…6мм=57+5=62мм
8.Пристрої для натягу пасу передач та рама привода
Длярегулювання натягу пасів клино-пасової передачі привода використовують пристрійнатягу, який забезпечує зміну міжосьової відстані в межах аф/> , де λ –довжина пасу.
Натягпасів регулюється зміною положення двигуна відносно редуктора та іноді задопомогою натяжного ролика.
Двигунпереміщується на полозках або на обертовій плиті.
Розміриполозків вибирають з урахуванням розмірів болтів закріплення електродвигунапривода.
Рамапривода виготовляється литою або зварною із швелерів.
/>
Рисунок8.1 – Ескіз полозків для регулювання міжосьової відстані пасової передачі
Таблиця8.1 – Основні розміри полозків пристрою натягу.Тип полозків Маса комплекта Болти а
а1
b1
b2
c1
d1
d2
h1
h2
h3 C-4 18 45 430 510 470 М12 14 18 55 45 5,3 М12х40
Швелерта косі шайби під болти вибираємо виходячи із розрахункової ширини полки.
В= 2,2 d10 + r+ R + S,
деd10 – діаметр отворудля болта кріплення редуктора до рами;
r, R, S – розміри швелераприймаємо відповідно (3,5,8).
В= 2,2 · 12 + 3 + 5 + 8 = 42,4 мм.
/>
Рисунок8.2 – Деталі конструкції рами привода: а) коса шайба; б) швелер.
Таблиця8.2 – Основні розміри косої шайби та швелераДіаметр болта мм Розміри косої шайби, мм № швелера Розміри швелера з нахилом ГОСТ 8240-72, мм
d1
H1 H b h B S t R r a 12
13-0,43 5 5 25 10 100 50 4,8 7,5 7 3 30
Література
1. Методичні вказівки до виконання курсовогопроекту з дисципліни „Деталі машин“ для студентів заочної,дистанційної та денної форм навчання/ Укл.: Е. Т. Білий, О. П. Ляшенко –Запоріжжя: ЗДТУ, 2000 – 85 с.
2. Методичні вказівки до розрахунку тапроектування пасової передачі з дисципліни „Деталі машин“ длястудентів заочної, дистанційної та денної форм навчання/ Укл.: Вільчек О. І.,Глушко В. І., Камель Г. І – 2-е вид. перероб. і доп. – Запоріжжя: ЗДТУ, 2003 –18 с.
3. Методические указания по расчетучервячных передач редукторов общего назначения по дисциплине „Детали машини ПТМ“ для студентов специальностей 0502. 0503. 0504 всех форм обучения/Сост. А. И. Вильчек, В. Г. Суворов, — Запорожье: ЗМИ, 1988. – 12 с.
4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин:Учеб. Пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.
5. Орлов П. И. Основы конструирования: Справочно-методическоепособие. В 2-х кн. Кн. 2. Под ред. П. Н. Учаева. – 3-е изд., исправл. – М.:Машиностроение, 1988. – 544 с., ил.
6. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие длятехникумов/С. А. Чернавский, К. Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979, — 351 с., ил.
7. Конструкция и расчет зубчатых редукторов. Справочноепособие. Кудрявцев В. Н., Державец Ю.А., Глухарев Е. Г.Л., „Машиностроение“.1971 г. 328 стр. Табл. 107. 274. Библ. 144 назв.
8. Зубчатые и червячные передачи. Голованов Н. Ф., Гинзбур Е.Г., Фирун Н. Б., 1967г., 516 стр.
9. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора: Справочник –Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983. – 464 с., ил.