10.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,025 х aw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем d = 12 мм
d 1 = 0,02 х aw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем d 1 = 10 мм
Толщина фланцев
поясов корпуса и крышки
-верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1 ,5 х d = 1,5 х 12 = 18 мм
b 1= 1 ,5 х d1=
1,5 х 12 =
15 мм
-нижнего пояса корпуса
р = 2,35 х d = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм
Диаметр болтов :
-фундаментных
d 1 =
0,033 х aw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм
Принимаем болты с резьбой М 27
-крепящих крышку к корпусу у подшипника
d 2 = 0,72
х d 1
= 0 ,72 х 27
= 19,4 мм
Принимаем болты с резьбой М20
-соединяющих крышку с корпусом
d 3 = 0,55
х d 1
= 0,55 х 27
= 14,8 мм
Принимаем болты с резьбой М 16
11.Выбор муфты
Ведомый вал
Передаваемый крутящий
момент
Т2 =
1027,93 Н м
Число оборотов n = 650
об/мин
Применим муфту
упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75
Размеры
d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I
D = 220 мм L = 286 мм
12.Выбор смазки
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в
масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса
на 10 мм .
Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт
Объем масляной ванны
W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой
мощности
W = 0,25
х 99,93 =
24,98 л
Устанавливаем вязкость
масла
При s н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с
кинематическая
вязкость масла u = 34 х 10 -6 м2 /с
Применим масло
индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75
Камеры подшипников
заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.
13. Проверочный
расчет валов одноступенчатого редуктора
Расчёт ведущего вала
Из предыдущих
расчётов имеем:
T 1
= 326,41 Н м – крутящий момент
n1
= 2925 об/мин - число оборотов
F t = 4454,13 Н – окружное
усилие
F r = 1650,05 Н – радиальное усилие
F a = 308,56 Н – осевое усилие
d 1
= 146,565 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь
45, улучшенная, HB 200
s в = 690 МПа – предел прочности
s -1 =
0,43 х
s в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 х s -1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l1
= 110 мм
Определим опорные
реакции в плоскости XZ
Определим опорные
реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Определим
изгибающие моменты
Плоскость YZ
Плоскость ZX
Суммарный изгибающий момент
Подбираем подшипники
по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные
шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):
d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5
мм ; C = 52,7 кН ; Co = 30 кН
Эквивалентная
нагрузка определяется по формуле:
где: Fr1 =
2412,59 Н - радиальная нагрузка
Fa
= 308,56 Н - осевая
нагрузка
V = 1
- (вращается внутреннее кольцо)
Kσ =
1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19
[1])
KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20
[1])
Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e ≈ 0,18
Отношение > e ; X =
0,56 и Y = 2,34
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Расчет ведомого
вала
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и
ведущий.
Из предыдущих
расчётов имеем:
T 2
= 1027,93 Н м – крутящий момент
n2
= 650 об/мин - число оборотов
F t = 4454,13 Н – окружное усилие
F r = 1650,05 Н – радиальное усилие
F a = 308,56 Н – осевое усилие
d 2
= 653,435 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь
45, нормализованная HB 190
s в = 570 МПа – предел прочности
s -1 =
0,43 х
s в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 х s -1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l2
= 140 мм
Определим опорные
реакции в плоскости XZ
Определим опорные
реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники
по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные
шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]):
d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5
мм ; C = 104 кН ; Co = 63 кН
Эквивалентная
нагрузка определяется по формуле:
где: Fr4 =
2522,73 Н - радиальная нагрузка
Fa
= 308,56 Н - осевая
нагрузка
V = 1
- (вращается внутреннее кольцо)
Kσ =
1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19
[1])
KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20
[1])
Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e ≈ 0,18
Отношение < e ;
значит X = 1 и Y = 0
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Определим изгибающие
моменты в сечении С
Плоскость YZ
Плоскость XZ
Суммарный изгибающий момент в сечении С
14. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок
– по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).
Материал шпонок – сталь 45
нормализованная.
Напряжение смятия и
условие прочности находим по формуле:
Допускаемые напряжения
смятия при стальной ступице [σсм]=100-120 Мпа, при чугунной
[σсм]=50-70 Мпа.
Ведущий вал: d=50мм
шпонка:
ширина - b=14мм
высота - h=9мм
длина - l=50мм
глубина паза вала - t1=5,5мм
глубина паза втулки - t2=3,8мм
фаска - s x 45о=0,3
Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на
ведущем валу T1=710 x 103 Н мм
Материал для полумуфт МУВП – чугун марки СЧ
20.
Ведомый вал: d=65мм
шпонка:
ширина - b=20мм
высота - h=12мм
длина - l=100мм
глубина паза вала - t1=7,5мм
глубина паза втулки - t2=4,9мм
фаска - s x 45о=0,5
Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на
ведущем валу T1=1000 x 103 Н мм
Обычно звёздочки изготовляют из
термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности
выполняется.
15. Уточнённый расчёт валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба
изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому
(пульсируещему).
Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса
прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми
(допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s≥[s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого
из валов.
Ведущий вал.
Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая
обработка – улучшение.
По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение
σв=780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через
муфту рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие
шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При d=50мм, b=14мм, t1=5,5мм (по табл. 8.5 [1])
Примем kτ=1,68 (табл. 8.5[1]), ετ=0,76
(табл. 8.8[1]) и ψτ=0,1 (стр. 166 [1]).
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов
предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в
середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых
редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ <
710 х 103
Н мм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине
полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от
консольной нагрузки
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
;
среднее напряжение σm=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
получился близким к коэффициенту запаса sτ=5,41.
Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки
валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками
стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не
вносит существенных изменений.
Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был
увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом
электродвигателя.
По этой причине проверять прочность в других сечениях нет
необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала то же, что и для шестерни,
т.е. сталь 45 нормализованная.
По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение
σв=570 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной
канавки с напрессовкой колеса на вал.
Коэффициент запаса прочности
При d=75мм, b=22мм, t1=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1])
Примем kτ=1,49 (табл. 8.5[1]), kσ=1,59 (табл. 8.5[1]),
ετ=0,67 (табл. 8.8[1]), εσ=0,775
(табл. 8.8[1]),
ψτ=0,1 (стр. 166 [1]), ψσ=0,15
(стр. 166 [1]).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов
предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в
середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых
редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ <
250 х 103
Н мм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине
полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от
консольной нагрузки
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
;
среднее напряжение σm=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Расчетная схема
ведущего вала
d1
d2
. dд
С
l1
l1
L
X
M y
Z
Z
M
x
Y
T 1
Расчетная схема ведомого вала
C
l2 l2
L
X
My
Z
Mx
Z
Y
T2
Литература : 1.
Курсовое проектирование деталей машин.
под редакцией С.А. Чернавского
М. Машиностроение , 1988 г.
2.
Методическое руководство к курсовому проектированию по прикладной механике №
431
ВГТУ, Воронеж, 1982 г.
3. Детали машин. Атлас конструкций
под редакцией Решетова Д.Н.
М. Машиностроение , 1979 г.
Страницы: 1, 2
|
Знание — сила. Библиотека научных работ.
Разработка привода к ленточному транспортёру
Наверх