Как рассчитать реакции на опор валов. Определение реакций в подшипниках

Разработка конструкций валов приводов содержит в себе все основные стадии проектирования, техническое предложение, эскизный проект. Алгоритм расчета валов приведен на рисунке 4.

Рисунок 4 Схема алгоритма расчета вала

Исходные данные для расчета: Т - сила действующая на вал; Fr, Ft,Fx - крутящие моменты. Так как на расчетном валу нет элементов вызывающих осевую силу Fx= 0, Ft = 20806, Fr = -20806, Т = 4383.

Определения опорных реакций

Расчет реакции опор

Реакции опор вала изображены на рисунке 5.

Рисунок 5 Эпюры вала тяговых звездочек

Реакция левой опоры.

где l1,l2,l3,l4 - расстояние между элементами конструкции вала, l1 = 100, l2 = 630 , l3=100, l4=110, = = 20806 H.

где = -20806 Н.

Реакция правой опоры.

Определяем изгибающие моменты для рассчитываемого вала

Горизонтальной плоскости Ми, от оси: для муфты Ми(м) = 0, левая опора Ми(л)= 0, для левой звездочки Ми(лз) = - 2039 Н*м, для правой звездочки Ми(пз) = -2081 Н*м, для правой опоры Ми(п) = -42 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Вертикальной плоскости Ми, от оси: для муфты Ми(м) = 0, левая опора Ми(л)= 0, для левой звездочки Ми(лз) = 0, для правой звездочки Ми(пз) = 0,

для правой опоры Ми(п) = 0 . Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Ми приведенная: для муфты Ми(м) = 4383 Н*м, левая опора Ми(л)= 4383 Н*м, для левой звездочки Ми(лз) = 4383 Н*м, для правой звездочки Ми(пз) = 3022 Н*м, для правой опоры Ми(п) = 42 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Полный изгибающий момент равен: для муфты Т(м) = 4383 Н*м, левая опора Т(л)= 4383 Н*м, для левой звездочки Т(лз) = 4383 Н*м, для правой звездочки Т(пз) = 2192 Н*м, для правой опоры Т(п) = 0 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Выбираем материал для вала по приведенным нагрузкам: Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Введение

«Детали машин» являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Любая машина (механизм) состоит из деталей.

Деталь – такая часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (гайка, шпонка и т.п.) или сложными (коленчатый вал, корпус редуктора и др.). Детали частично или полностью объединяют в узлы. Узел представляет собой законченную сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения, муфта, редуктор и т.п.). Сложные узлы могут включать несколько простых узлов, например, редуктор включает подшипники, валы с насажденными на них зубчатыми колесами и т.п.

Среди большого разнообразия деталей и узлов машин выделяют такие, которые применяют почти во всех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т.п.). Эти узлы называют деталями общего назначения. Все другие детали (поршни, лопатки турбин) относят к деталям специального назначения.

Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект. Основные требования к конструкции деталей машин: совершенство конструкции детали оценивают по ее надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.

Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин – прочность, жесткость, износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость. Значение того или иного критерия для данной детали зависит от ее функционального назначения и условий работы. Например, для крепежных винтов главным критерием является прочность, а для ходовых винтов – износостойкость. При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основном выбором соответствующего материала, рациональной конструктивной формой и расчетом размеров по главным критериям. Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей.

Жесткость характеризуется изменением размеров и формы детали под нагрузкой. Расчет на жесткость предусматривает ограничение упругих перемещений детали в пределах, допустимых для конкретных условий работы.

Изнашивание – процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этом увеличиваются зазоры в подшипниках, в направляющих, в зубчатых зацеплениях, в цилиндрах поршневых машин и т.п. Установлено, что при современном уровне техники 85…90% машин выходят из строя в результате изнашивания и только 10…15% по другим причинам.

Особенности расчета деталей машин. Для того чтобы составить математическое описание объекта расчета и по возможности просто решить задачу, в инженерных расчетах реальные конструкции заменяют идеализированными моделями или расчетными схемами. Например, при расчетах на прочность, по существу, несплошной и неоднородный материал деталей рассматривают как сплошной и однородный, идеализируют опоры и форму деталей. При этом расчет становится приближенным. В приближенных расчетах большое значение имеют правильный выбор расчетной модели, умение оценить главные и отбросить второстепенные факторы. Отметим, однако, что неточности расчетов на прочность компенсируют в основном за счет запасов прочности. При этом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственным этапом расчета. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрешению детали, а завышенное – к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходу материала.

В инженерной практике встречаются два вида расчета: проектный и проверочный. Проектный расчет – предварительный, упрощенный расчет, выполняемый в процессе разработки конструкции детали (машины) в целях определения ее размеров и материала. Проверочный расчет – уточненный расчет известной конструкции, выполняемый в целях проверки ее прочности или определения норм нагрузки. Выбор материалов для деталей машин является ответственным этапом проектирования. Правильно выбранный материал в значительной мере определяет качество детали и машины в целом. Выбирая материал, учитывают в основном следующие факторы: соответствие свойств материала главному критерию работоспособности (прочность, износостойкость и др.); требования к массе и габаритам детали и машины в целом; другие требования, связанные с назначением детали и условиям ее эксплуатации и другие факторы. Проектирование машин и их деталей является особым видом инженерного творчества. Для принятия удачных технических решений недостаточно знаний одной лишь теории. Необходимо так же знакомство с существующими конструкциями и умение в них критически разобраться; знания технологических основ изготовления деталей; знание условий работы проектируемой машины; умение конкретно воплощать свои идеи в конструкторскую документацию. Рационально спроектированная машина должна быть прочной, долговечной экономичной при изготовлении и эксплуатации, безопасной для обслуживающего персонала, удобной в работе. Получение необходимых практических навыков проектирования механизмов и деталей общетехнического назначения является главной целью курсового проектирования деталей машин.

Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении данной работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологии металлов и др. Целью данного курсового проекта является разработка механического привода, включающего: электродвигатель; муфту соединительную упругую; двухступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор; передачу цепную.

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

1.1 Определение номинальной мощности двигателя

Определяем общий КПД привода по формуле:

где - ориентировочные величины КПД различных видов механических передач и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1).

Для нашего привода (рис.1):

Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача.

Расчетная мощность электродвигателя, кВт:

Расчетная минимальная и максимальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин:

1.2 Выбор электродвигателя

По каталогу [Л1] (табл. 17.7.1 и табл. 17.7.1) выбираем электродвигатель из условия:

Выбираем электродвигатель марки 4А132S8УЗ, у которого = 1415 об/мин, = 3кВт.

Двигатели данного типа предназначены для привода механизмов общего назначения, работают от сетей 220, 380 В, 50 и 60 Гц, режим работы S4 по ГОСТ 183, степени защиты IP44(АИР),IP54(АИС) по ГОСТ 17494, климат умеренный или тропический, способ охлаждения IC0141 по ГОСТ 20459, соотношения моментов (приближенно): Ммакс/Мном = 2,2, Мпуск/Мном = 2,2,

Ммин/Мном = 1,8, климатическое исполнение У3, Т2, УХЛ2, УХЛ4.

1.3 Силовые и кинематические параметры привода

Действительное общее передаточное число привода

.

Принимаем передаточные числа для каждой механической передачи: ; ; .

Мощность Р i , частота вращения n i и вращающий момент Т i на валах привода:

(1.9)

2. Расчет параметров ременной передачи

В зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения выбираем сечение ремня Б и расчетный диаметр ведущего шкива мм.

Диаметр ведомого шкива, мм

Расчетный диаметр принимаем

Действительное передаточное отношение проектируемой передачи

Минимальное межосевое расстояние, мм

где - высота сечения профиля клинового ремня

Расчетная длина ремня, мм

Действительная длина ремня мм.

Межцентровое расстояние, мм

Угол обхвата ремнем меньшего шкива, град

, (2.6)

Скорость ремня, м/с

м/с.

Число ремней передачи, шт

где – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи;

– коэффициент, учитывающий длину ремня;

– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата шкива;

– коэффициент, учитывающий число ремней;

Принимаем число ремней передачи .

, (2.9)

где – предварительное натяжение ремня, Н; (2.10)

где – окружное усилие, Н; (2.11)

Н;

Н;

3 Расчет редуктора

3.1 Расчет параметров зубчатого зацепления редуктора

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни ;

б) частота вращения колеса ;

;

е) срок службы привода = 6 лет.

3.1.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

Вариант термообработки выбираем в зависимости от вращающего момента Т2.

Отсюда имеем:

а) термообработка – нормализация;

б) твердость по НВ: для колеса и для шестерни

в) материал: для колеса – сталь 35; для шестерни – сталь 45.

3.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса (табл.4.1.3 [Л 1])

Эквивалентное число циклов

где - срок службы привода;

Число смен;

Коэффициент долговечности

; (3.3)

При .

;

;

Предел контактной выносливости

(3.4)

Допускаемые контактные напряжения

(3.5)

где - для зубчатых колес с однородной структурой

Расчетные допускаемые контактные напряжения

Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность при изгибе максимальной нагрузки

(3.7)

3.1.3 Расчет допускаемых изгибных напряжений

Базовое число циклов напряжений цикл.

Эквивалентное число циклов

где - срок службы привода;

Число смен;

Коэффициент использования привода в течении года

Коэффициент использования привода в течении суток

с - число зацеплений зуба за один оборот

Коэффициент, учитывающий изменения нагрузки передачи

Т.к циклограммы нагружения нет, то

Коэффициент долговечности

. (3.10)

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

(3.11)

Допускаемые изгибные напряжения, МПа

где - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем - ).

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа

(3.13)

3.1.4 Расчет цилиндрической закрытой передачи

Расчетный диаметр шестерни

(3.14)

где - коэффициент, учитывающий изменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

Для прямозубых передач;

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния

Коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца

Коэффициент внешней динамической нагрузки

Число зубьев шестерни (предварительно)

Модуль зацепления

В соответствии с ГОСТ принимаем m = 3мм.

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Действительное передаточное число

Углы делительных конусов

(3.18)

(3.19)

Диаметры зубчатых колес:

Делительный

(3.20)

Диаметр вершин зубьев

Диаметр впадин зубьев

Внешнее конусное расстояние:

(3.23)

Ширина венца зубчатых колес:

Среднее конусное расстояние:

(3.25)

Параметры колес в среднем сечении:

Средний модуль

(3.26)

Средние делительные диаметры

(3.27)

3.1.5 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

(3.28)

Окружная скорость колес

Степень точности = 9.

(3.30)

где - коэффициент неравномерности нагрузки

нагрузку в зацеплении

Расчетное контактное напряжение

(3.31)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов

Коэффициент, учитывающий суммарную длину

контактных линий ,

Проверка: что недопустимо. В этом случае, увеличив ширину зубчатого венца с 38 до 68 мм, получим .

3.1.6 Проверка расчетных контактных напряжений при максимальной нагрузке

(3.32)

2,0 – таблица 17.7.1 .

3.1.7 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила

(3.33)

где - коэффициент неравномерности нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев;

Коэффициент, учитывающий динамическую

нагрузку в зацеплении

Коэффициент, учитывающий расположение колес относительно опор

(3.34)

Эквивалентное число косых зубьев

; (3.35)

;

Коэффициент, учитывающий форму зуба (рис. 4.2.5) [Л1];

Расчёт производят для элемента “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения

Расчётные напряжения изгиба зуба

, МПа (3.36)

где - коэффициент, учитывающий наклон косых зубьев, ;

Коэффициент, учитывающий перекрытие косых зубьев, ;

МПа.

3.1.8 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

; (3.37)

3.1.9 Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы

Радиальные силы

(3.38)

(3.39)

Осевые силы, Н

(3.40)

(3.41)

4 Расчет параметров цепной передачи

Исходные данные для расчета:

а) мощность передаваемая цепной передачей ;

б) частота вращения колеса ;

в) передаточное число зацепления ;

г) вращающий момент на валу колеса ;

Определяем предварительное значение шага однорядной цепи, мм

(4.1)

По табл. 3.1.1 выбираем цепь, шаг которой есть наибо­лее близким к рассчитанному, ее разрушающую силу F , площадь опорной поверхности шарнира S и массу m . При выборе цепи следует отдавать предпочтение одноряд­ным цепям типа ПР. Цепи ПРД используются в основ­ном в сельскохозяйственном машиностроении, цепи ти­па ПРИ - строительном и дорожном машиностроении.

Выбираем цепь: ПР-25,4-60.

Оптимальное межосевое расстояние по условию долговечности цепи принимают :

а’ = (30…50) t; (4.2)

а’ = 30 25,4 = 762мм.

Число зубьев ведущей звездочки принимаем

Число зубьев ведомой звездочки

Принимаем

Действительное передаточное число передачи

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации цепи,

где – коэффициент, учитывающий динамичность пере­даваемой нагрузки (табл. 3.3.2) ;

– коэффициент, учитывающий длину цепи (межо­севое расстояние) (табл. 3.3.3) ;

Коэффициент, учитывающий способ регулиров­ки натяжения цепи (табл. 3.3.4) ;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту (табл. 3.3.5) ;

– коэффициент, учитывающий качество смазыва­ния передачи и условия ее работы (табл. 3.3.6) ;

Коэффициент, учитывающий режим работы пе­редачи (табл. 3.3.8) ;

Скорость цепи, м/с

Окружное усилие, Н

Удельные давления в шарнирах однорядной цепи, МПа

значения давления должно находиться в пределах

где - допускаемые удельные давления (табл. 3.3.10);

,

.

Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах,

Расчетное межосевое расстояние при принятом , мм

Действительное межосевое расстояние, мм

а = 0,996 (4.11)

а = 0,996

Делительные диаметры звездочек, мм

Коэффициент запаса прочности цепи

где F – сила, разрушающая цепь, кН (табл. 3.1.1,3.1.2) ;

где m – масса одного метра цепи, кг/м (табл. 3.1.1,3.1.2);

– сила от провисания цепи, Н;

где k f – коэффициент провисания цепи. При горизонтальном k f = 6;

а’ =9,81 м/с 2 ;

Сила, нагружающая валы передачи, Н

F = (1,15...1,20) (4.16)

F = 1,15.

5 Ориентировочный расчет валов

Предварительно определяют диаметры валов привода из расчета только на кручение при понижен­ных допускаемых напряжениях, мм

( -1,2, 3…), (5.1)

где [т]=(20…30) МПа - для всех валов, кроме червяков, (меньшие величины - для быстроходных валов, большие - для тихоходных валов);

Полученные значения округляют до больших целых величин, оканчивающихся на 0 или 5,0 мм.

6 Конструирование корпуса и компоновки редуктора

Размеры, необходимые для выполнения компоновки

Для редукторов минимальная толщина стенки – , толщина стенки для двухступенчатого цилиндрического редуктора, мм

Принимаем

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора, мм.:

–до боковой поверхности вращающейся части –

–до боковой поверхности подшипника качения –

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на, мм.:

–на одном валу –

–на разных валах –

Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени, мм. –

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев, мм.:

–до внутренней поверхности стенки редуктора –

–до внутренней нижней поверхности стенки корпуса (величину определяет также объём масляной ванны 11.3..11.5, 12.13) –

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора, мм. –

Ширина фланцев , соединяемых болтом диаметром (табл. 5.1.1) , мм. – .

Выбираются из каталога подшипников качения или из таблиц 8.10.3... 8.10.11 (без расчета) габаритные размеры соответствующих подшипников качения средней серии с внутренним диаметром .

Размеры ступиц колёс, мм:

для –

для –

7. Уточненный расчет валов

7.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

7.1.1 Быстроходный вал

Рисунок 2 – Силы в плоскости ХОZ.

Вычисляем реакции и , Н в опорах А и В в плоскости ХOZ (ирс.2).

Проверка:

Рисунок 3 – Силы в плоскости YОZ.

Вычисляем реакции и , Н в опорах А и В в плоскости YOZ (ирс.3).

Проверка:

Сечение 1-1:

Сечение 1-1:

:

Сечение 2-2:

:

.

.

Здесь

Полученные результаты отображаем в виде эпюр (рис. 4).

Рисунок 4 – Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Результаты проектного расчета валов.

7.1.2 Тихоходный вал

Рисунок 5 – Силы в плоскости ХОZ.

Вычисляем реакции и , Н в опорах А и В в плоскости ХOZ (ирс.5).

Проверка:

Рисунок 6 – Силы в плоскости YОZ.

Вычисляем реакции и , Н в опорах А и В в плоскости YOZ (ирс.6).

Проверка:

Определяем полные поперечные реакции и , Н в опорах А и В

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов , в плоскости XOZ.

Сечение 1-1:

:

Сечение 2-2:

Сечение 3-3:

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов , в плоскости YOZ

Сечение 1-1:

:

Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала с построением эпюры изгибающих моментов, :

;

Предоставляем эпюру крутящих моментов, передаваемых валом, .

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала, с предоставлением их эпюр, :

Здесь - в случае нереверсивной передачи.

Определяем расчётные диаметры вала в характерных пунктах, мм:

Полученные результаты отображаем в виде эпюр (рис. 7).

Рисунок 7 – Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Результаты проектного расчета валов.

8 Определение динамической грузоподъемности подшипников

8.1 Для быстроходного вала принимаем подшипник 7206

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром

(, , ,

(8.1)

(8.3)

Для подшипника Б:

При Х = 1, Y = 0

При Х = 1, Y = 0

где - коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки.

Коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла

(8.6)

.

8.2 Для быстроходного вала принимаем подшипник 2007107

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром (, , , , ) определяют осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах А и Б.

(8.7)

Определяем величину и направление результирующей осевой силы:

Для схемы «в распор» для подшипника А:

(8.9)

Для подшипника Б:

Для каждого подшипника определяют соотношение

При Х = 1, Y = 0

При Х = 1, Y = 0

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н

Расчетная динамическая радиальная нагрузка

(8.12)

.

9. Расчёт валов на сопротивление усталости и статическую прочность

9.1 Быстроходный вал

Сталь3 (у), , ,

Сечение 1-1:

, , Н∙м, , , галтель

.

(9.3)

(табл. 16.2.1) .

.

(9.5)

(9.10)

(табл. 16.2.1) ;

(9.11)

9.2 Тихоходный вал

Сталь35 (у), , ,

Для каждого выбранного сечения вала выбирается тип концентратора напряжений по табл. 7.6.3 ; для этого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрации напряжений по изгибу () и кручению ().

Сечение 1-1:

Выбранное сечение имеет параметры: , , Н∙м, , , галтель

Определяем момент сопротивления изгибу с учётом ослабления вала, :

.

Определяем амплитуду цикла изменения напряжений изгиба, МПа:

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе:

где - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 7.6.3) ,

Коэффициент влияния параметров при тонком шлифовании (рис. 7.6.4) , ;

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения при наклёпе (рис. 7.6.2) , .

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:

где - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, (табл. 16.2.1) .

.

Момент сопротивления кручению,

Определяем амплитуду напряжений кручения:

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении:

Коэффициент запаса по касательным напряжениям для нереверсивной передачи:

где - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, (табл. 16.2.1) ;

Коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 7.6.1) , .

Общий запас сопротивления усталости:

10. Выбор смазки

С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации применяют смазывание зацеплений и подшипников.

а) Смазывание зацепления.

Применяем непрерывное смазывание жидким маслом окунанием.

В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости выбираем масло: ИГП – 152 ТУ 38-101413-78.

Количество масла принимаем из расчета погружения колеса промежуточного вала на 1/8∙ мм, в связи с тем что окружная скорость очень мала. Принимаем 2,7 л.

б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем щуп.

в) Для слива масла из редуктора, предусматриваем в корпусе сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, которая выполнена в корпусе щупа.

Заключение

В данном курсовом проекте рассчитан и спроектирован привод ленточного транспортера. Все составляющие агрегаты и детали данного привода способны безотказно работать и выдерживать заданные нагрузки в течение 6 лет. При проектировании привода были учтены все необходимые требования: надежность, технологичность, ремонтопригодность, удобство эксплуатации, экономичность, минимальные габариты и масса, техническая эстетика.

Список используемой литературы .

1. Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие \ Л. В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-е изд., испр. и доп. – Мн.: УП «Технопринт»,2005.

2. Чернин И. М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Высш. школа, 1974.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк.,1991.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3 т.

Т. 1., Т. 2., Т. 3., - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.

5. Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие–Брест: БГТУ, 2003.–462 с.

5.2 Составление расчетных схем для тихоходного вала и определение реакций в опорах

Из предыдущих расчетов имеем:

L 1 = 69 (мм)

Реакции опор:

1. в плоскости XDZ:

∑М 1 = 0; R X 2 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 2 =F t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

∑М 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 1 =F t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

Проверка: ∑X= 0; R X 1 + R X 2 - F t = 0; 0 = 0

2. в плоскости YOZ:

∑М 1 = 0; F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2 – R y 2 ∙ 2 l 1 = 0; в

R y 2 = (F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2)/ 2 l 1 ;Н

R y 2 = (F r ∙ 69+ F a ∙ d 2 /2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н

∑М 2 = 0; - R y 1 ∙ 2 l 1 + F a ∙ d 2 /2 – F r ∙ l 1 = 0;

R y 1 = (F a ∙ d 2 /2 - F r ∙ l 1)/ 2 l 1 ;Н

R y 1 = (F a ∙ 524/2 - F r ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н

Проверка: ∑Y= 0; - R y 1 + R y 2 – F r = 0; 0 = 0

Суммарные реакции опор:

P r 1 = √ R 2 X 1 + R 2 Y 1 ;Н

P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 Н

P r 2 = √ R 2 X 2 + R 2 Y 2 ;Н

P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 Н

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре Z.

Принимаем шариковые радиальные подшипники 219 легкой серии:

D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С 0 = 95,6 кН.

5.3 Проверка долговечности подшипника

Определим отношение F a /С 0

F a /С 0 = 3162/95600 = 0,033

По таблице отношению F a /С 0 соответствует е = 0,25

Определим отношение F a /VF r

V – коэффициент при вращении внутреннего кольца

F a /VF r = 3162/6623 = 0,47

Определим эквивалентную нагрузку

Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T ; Н

K σ – коэффициент безопасности

K T – температурный коэффициент

Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 Н

Определим расчетную долговечность в млн.об.

L = (С/Р) 3 млн.об.

L = (108000/16807) 3 млн.об.

Определим расчетную долговечность в часах

L h 1 = L ∙ 10 6 /60 ∙ n 3 ; ч

L h 1 = 265 ∙ 10 6 /60 ∙ 2866 = 154 ∙10 3 ч

L h 1 ≥ 10 ∙ 10 3

154 ∙10 3 ≥ 10 ∙10 3

5.4 Оценка пригодности выбранных подшипников

Оценка пригодности выбранных подшипников

154 ∙10 3 ≥ 17987,2

154000 ≥ 17987,2

6. Конструирование элементов передачи

6.1 Выбор конструкции

Зубчатое колесо – кованое, форма – плоское

Шестерня выполнена за одно целое с валом

6.2 Расчет размеров

1. шестерня

Её размеры определены выше

Его размеры определены выше

Определим диаметр ступицы:

d ст = 1,6 ∙ d к; мм

d ст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм

Принимаем d ст = 200 мм

Определим длину ступицы:

l ст = (1,2 ÷1,5) ∙ d к; мм

l ст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 мм

Т.к. l ст ≤ b 2 , принимаем l ст = 95 мм

Определим толщину обода:

δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙m ; мм

δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 мм

Принимаем δ 0 = 16 мм

Определим толщину диска:

С = 0,3 ∙ b 2 ; мм

С = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм

Принимаем С = 30 мм

Не только самоокупаемый, но и, в перспективе, приносящий ощутимую экономию на издержках. 3. Определение экономической эффективности разработки Введение Данная дипломная работа посвящена исследованию системы автоматического учёта движения грузов на складе. Рассмотрены основные принципы работы системы, проанализированы возможные ошибки. Исследования проводились с целью выявления новейших...

9, д, e) Крутонаклонные конвейеры с прижимной лентой успешно эксплуатируются на предприятиях связи и торговли для транспортирования посылок, пакетов, ящиков, коробок н т. п. Эти конвейеры выполнены па базе типовых узлов серийно выпускаемых стационарных ленточных транспортеров. Их производительность составляет свыше 200 единиц грузов в час, а угол наклона - 40-90°. Трубчатые и...

Перехода высокого напряжения на электроды при пробое; - наличие на участке не менее двух рабочих, прошедших соответствующий инструктаж. 15.1.2 Расчёт и проектирование системы общего искусственного освещения проектируемого механического цеха Наиболее распространёнными источниками света являются лампы накаливания, люминесцентные лампы и дуговые ртутные лампы. Предпочтение отдают люминесцентным...

... (ГАЦ), которая предназначена для управления роспуском составов на сортировочных горках в сортировочных станциях. · Станционное здание (вокзал), пассажирские перроны. Грузовая работа включает следующие операции: 1. Организация грузового хозяйства станций 2. Эксплуатация и содержание сооружений и устройств грузовых районов, складского, весового и холодильного хозяйств 3. Организация...

Тихоходный вал:

Дано: Ft = 1546,155 H, Fr = 567,339 H, Lт = 0,093 м, Lт/2 = 0,0465 м,

1. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

Rсх*Lт + Ft * Lт/2 = 0

Rсх*0,093+1546,155*0,0465 = 0

Rсх*0,093 = -71,896

Rсх = 71,896/0,093 = 773,075 Н

Ft* Lт/2+Rдх* Lт = 0

1546,155*0,0465+ Rдх *0,093 = 0

Rдх = 71,896/0,093 = 773,075 Н

Проверка: ∑Fnх = 0

Rдх + Rсх - Ft = 0 ; 773,075+773,075-1546,155 = 0 ; 0 = 0

М2лев = Rсх * Lт/2 = 773,075*0,0465 = 35,947 Нм

М2пр = М2лев = 35,947 Нм

М3лев = Rсх * Lт- Ft* Lт/2 = 71,895-71,895 = 0

2. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

Rсу*Lт + Fr * Lт/2 = 0

Rсу*0,093+567,339*0,0465 = 0

Rсу = 26,381/0,093 = 283,669 Н

Fr* Lт/2+Rду* Lт = 0

567,339*0,0465+ Rду *0,093 = 0

Rду = 26,38/0,093 = 283,669 Н

Проверка: ∑Fnу = 0

Rсу – Fr+ Rду = 0 ; 283,669 – 567,339+283,669 = 0 ; 0 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М2лев = Rсу * Lт/2 = 283,669 *0,0465 = 13,19 Нм

М2пр = М2лев = 13,19 Нм

М3лев = Rсу * Lт- Fr* Lт/2 = 26,381-26,381 = 0

3. Строим эпюры крутящих моментов.

Мк = М2 = Ft*d2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Нм

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

Rс = = 823,476 Н

Rд = = 823,476 Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты.

М2 = = 38,29 Нм

7. Проверочный расчет подшипников:

7.1 Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца.

Сr = 29100 Н для быстроходного вала (табл. К27, стр.410 ), подшипник 306.

Сr = 25500 Н для тихоходного вала (табл. К27, стр.410 ), подшипник 207.

Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh ≥ 60000 часов.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp, Н с базовой долговечностью L10h, ч. с требуемой Lh, ч. по условиям Crp ≤ Сr; L10h ≥ Lh.

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, Н и базовая долговечность L10h, ч. определяются по формулам:

Crp = ; L10h =

где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

ω – угловая скорость соответствующего вала, с

М – показатель степени: М = 3 для шариковых подшипников (стр.128 ).

7.1.1 Определяем эквивалентную нагрузку RE = V* Rr*Кв*Кт, где

V – коэффициент вращения. V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника (стр.130 ).

Rr – радиальная нагрузка подшипника, Н. Rr = R – суммарная реакция подшипника.

Кв – коэффициент безопасности. Кв = 1,7 (табл. 9.4, стр.133 ).

Кт – температурный коэффициент. Кт = 1(табл. 9.5, стр.135 ).

Быстроходный вал: RE = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 Н

Тихоходный вал: RE = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 Н

7.1.2 Рассчитываем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L10h подшипников:

Быстроходный вал: Crp =2249,448 = 2249,448*11,999 = 26991,126 Н; 26991,126 ≤ 29100 - условие выполнено.

75123,783 ≥ 60000 - условие выполнено.

Тихоходный вал: Crp = 1399,909 = 1399,909*7,559 = 10581,912 Н; 10581,912 ≤ 25500 - условие выполнено.

848550,469 ≥ 60000 - условие выполнено.

Проверочный расчет показал рентабельность выбранных подшипников.

7.1.3 Составляем табличный ответ:

Основные размеры и эксплуатационные размеры подшипников:

8. Конструктивная компоновка привода:

8.1 Конструирование зубчатых колес:

Зубчатое колесо:

На торцах зубьев выполняют фаски размером f = 1,6 мм. Угол фаски αф на шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей НВ < 350, αф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка.

8.1.1 Установка колеса на вал:

Для передачи вращающегося момента редукторной парой применяют шпоночное соединение посадкой Н7/r6.

8.1.2 При использовании в качестве редукторной пары шевронных колес заботится об осевом фиксировании колеса нет необходимости, однако для предотвращения осевого смещения подшипников в сторону колеса устанавливаем две втулки по обе стороны колеса.

8.2 Конструирование валов:

Переходный участок валов между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняют канавкой:

8.2.2 На первой и третей ступени тихоходного вала применяем шпоночное соединение со шпонками, имеющими следующие размеры:

8.3 Конструирование корпуса редуктора:

Корпус изготовлен литьем из чугуна марки СЧ 15. Корпус разъемный. Состоит из основания и крышки. Имеет прямоугольную форму, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов. В верхней части крышки корпуса имеется смотровое окно, закрытое крышкой с отдушиной. В нижней части основания расположены две пробки – сливная и контрольная.

Толщина стенок и ребер жесткости δ, мм.:δ=1,12 =1,12*3,459=3,8 мм.

Для выполнения условия δ≥6 мм., принимаем δ = 10 мм.

8.3.1 Крепление редуктора к фундаментальной раме (плите), осуществляется четырьмя шпильками М12. Ширина фланса 32 мм., координата оси отверстия под шпильку 14 мм. Соединение крышки и основания корпуса осуществляется шестью винтами М8. Крышка смотрового окна крепится четырьмя винтами М6.

8.4 Проверочный расчет валов

8.4.1. Определяем эквивалентный момент по формуле для валов:

Быстроходный вал: Мэкв = = = 63,011 (Н)

Тихоходный вал: Мэкв = = = 150,096 (Н)

8.4.2. Определяем расчетные эквивалентные напряжения δэкв и сравниваем их с допустимым значением [δ]u. Выбираем для ведущего и ведомого вала сталь 45, для которой [δ]u = 50 мПа

d = 42 – диаметр тихоходного вала в опасном сечении.

Вывод: прочность быстроходного и тихоходного вала обеспечена.

Смазывание

9.1 Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек.

9.2 Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях GН и фактической окружной скорости колес U. Сорт масла выбирается по таблице 10.29, стр.241. В данном редукторе при U = 1,161 м/сек, GН = 412 применяется масло сорта И-Г-А-68.

9.3 Для одноступенчатых редукторов объем масла определяют из расчета 0,4…0,8 л. на 1 квт передаваемой мощности. Р = 2,2 квт, U = 2,2*0,5 = 1,100 л. Объем масла в проектируемом редукторе составляет 1,100 л. Заполнение редуктора маслом осуществляется через смотровое окно. Контроль уровня масла осуществляется с помощью контрольной пробки. Слив масла производят через сливную пробку.

9.4 Смазывание подшипников:

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла. Наиболее распространенной для подшипников качения – пластичной смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-75).

Министерство образования и науки РФ

ФГБОУ ВО Кемеровский технологический институт

пищевой промышленности (университет)

Кафедра «Прикладная механика»

ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу “Детали машин и основы конструирования”

КС.01.00.00.ПЗ

Студент гр РС-032 Ахметшин В.Л

Руководитель Гоголина И.В

Кемерово 2015

Техническое задание……………….....………………………….…………….…...................................….3

Введение……………………………………………………………………..….............................................4

1. Кинематический и силовой расчеты привода…………………..…….........................................5
   1. Выбор электродвигателя……………………………………..…...............................…....5
      1. Определение общего КПД привода……………………..….....................................5
      2. Определение требуемой мощности двигателя…………..…...................................5
      3. Определение максимальной и минимальной частоты.вращения………………………………………............…….….........................................5
      4. Выбор электродвигатель…………………………....…….................................…....6
   2. Кинематический и силовой расчеты привода………………….................................….7
      1. Определение общего передаточного числа и разбивка его по передачам…………………………………………………….….........................................7
      2. Определение частот вращения на каждом валу привода…....................................7
      3. Определение угловых скоростей на каждом валу привода.…...............................7
      4. Определение мощностей на каждом валу привода………….….............................8
      5. Определение крутящих моментов на каждом валу привода…...............................8

2. Расчёт передачи

2.1.1 Расчёт передачи зацеплением на ЭВМ (приложение 1)

2.2.1 Анализ результатов и выбор оптимального решения.....................................................10

3. Проектировочный расчёт валов......................................................................................................11

3.1.1 Проектировочный расчёт тихоходного вала....................................................................11

3.1.2 Проектировочный расчёт быстроходного вала................................................................11

4. Выбор муфты...................................................................................................................................12

5.Выбор шпонки..................................................................................................................................12

6. Выбор типа подшипников качения: обоснование, тип, серия.......................................................13

7. Уточненный расчёт тихоходного вала.

7.1.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Выявление опасных сечений..............................................................................................................14

7.2.1 Проверочный расчёт вала на выносливость....................................................................16

8. Проверка долговечности подшипников.........................................................................................18

9. Смазка зацепления подшипников...................................................................................................20

Заключение………………………………………………………………….........................................…..21

Список литературы……………………………………………………........…..................................…….22

Техническое задание

По прикладной механике студенту Ахметшину В.Л гр. РС-032. Вариант 1

Выполнить кинематический и силовой расчеты привода по схеме, приведенной на рисунке 1. Выполнить расчет червячной передачи и спроектировать червячное колесо.

Мощность на приводном валу рабочей машины P р.м. = 1,7 кВт.

Частота вращения этого вала ω р.м. = 3,3 с -1 .

Рисунок 1-Кинематическая схема электромеханического привода

Также представить пояснительную записку и рабочий чертеж тихоходного вала формата А3.

Введение

В данной работе требуется произвести кинематический и силовой расчеты привода, состоящий из электродвигателя, муфты, червячного редуктора, клиноременной передачи и вала рабочей машины.

Достоинства червячной передачи : большое число передач, передаточное число постоянно, плавность, бесшумность.

Недостатки червячной передачи : большая сила трения, низкий КПД, особые требования к смазке.

Редуктор – это механическая передача, находящаяся в отдельной закрытой коробке (называемой корпусом), служащая для уменьшения угловой скорости и повышения крутящего момента на ведомом (тихоходном) валу.

Достоинства клиноременной передачи : передача крутящего момента на расстоянии, простота изготовления, бесшумность.

Недостатки клиноременной передачи : непостоянное передаточное число, ремень должен быть постоянно натянут (нагрузка на валы)

Муфта состоит из двух полумуфт и соединительных элементов. Служит для соединения двух валов и передачи крутящего момента без изменения его значения и направления.

Цель работы : приобретение навыков работы с учебной, справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами. А также научиться анализировать назначение и условия работы деталей и принимать обоснованные, конструктивные и технологические решения.

1. Кинематический и силовой расчеты привода

1. Выбор электродвигателя.

1. Определение общего КПД привода

η общ = η ч · η р · η м · η п 3 ;

где η ч – КПД закрытой червячной передачи;

η р – КПД клиноременной передачи;

η м – КПД муфты;

η п – КПД пары подшипников.

Примем

η ч =0,8; η р =0,94; η м =0,98; η п =0,99;

η общ =0,8·0,94·0,98·0,99 3 =0,72.

1. Определение требуемой мощности электродвигателя

1. Определение максимальной и минимальной частоты вращения

n `min = n р . м · u min ; n `max =n р . м ·u max;

u min = u min ч · u min рм ; u max = u max ч · u max рм ;

n р.м. =

где, - частота вращения вала рабочей машины; - частота вращения вала рабочей машины, об/мин; - передаточное отношение редуктора;

n `min =15,76 · 32=504,32 ; n `max =15,76·150=2364

u min =16·2=32; u max = 50·3=150

N р.м. =

1. Выбираем электродвигатель [ 2, с. 456]

АИР 90 L 4 ТУ 16-525.564 – 84 с характеристикой:

Р эд = 2,2 кВт;

n с = 1500об/мин;

n ас = 1395 об/мин.

Выбранный электродвигатель представлен на рисунке 2.

Рисунок 2-Электродвигатель АИ P 90 L 4 с установочными и габаритными размерами

1.2 Кинематический и силовой расчеты привода.

1.2.1 Определение общего передаточного числа и разбивка его по передачам

u общ =

Примем u 2 = 40 , тогда u 1 = .

1.2.2 Определение частот вращения на каждом валу привода

Вал двигателя n = n ac = 1395 об/мин;

Вал I n 1 = n / u 1 = 631,22 об/мин;

Вал II n 2 = n 1 / u 2 = 15,78 об/мин;

Вал III n 3 = n 2 = 15,78 об/мин.

1.2.3 Определение угловых скоростей на каждом валу привода

Вал двигателя ω =

Вал I ω 1 = π * n 1/30 = 66.06 с -1 ;

Вал II ω 2 =π* n 2/30= 1,65 с -1 ;

Вал III ω 3 =ω 2 = 1,65 с -1 .

1.2.4 Определение мощностей на каждом валу привода

Вал двигателя Р = Р эд = 2,36 кВт;

Вал I Р 1 = Р · η р · η п =2,19 кВт;

Вал II Р 2 = Р 1 · η ч · η п = 1,73 кВт;

Вал III Р 3 = Р 2 · η м · η п = 1,67 кВт

1.2.5 Определение крутящих моментов на каждом валу привода

Вал двигателя Н· м;

Вал I Н· м;

Вал II Н· м;

Вал III Н · м.

Результаты расчетов введены в таблицу 1.

Таблица 1 – Результаты расчетов

Номер вала	n , (об/мин)	ω, (с -1 )	Р, (кВт)	Т, (Н·м)
Вал привода	1395	146,01	2,36	16,16
Вал I	631,22	66,06	2,19	33,15
Вал II	15,78	1,65	1,73	1048,48
Вал III	15,78	1,65	1,67	1012,12

2 Расчёт передачи

2.1.1 Расчёт передачи зацеплением на ЭВМ (приложение А)

2.2.1 Анализ результатов расчета и выбор оптимального варианта

Выбираем второй вариант с материалом венца колеса БрОЗЦ7С5Н1 , так как он является наиболее оптимальным. В нем выполняются условия: σ н ≤ [σ н ] и σ f ≤ [ σ f ] и в этом варианте средние силы и габариты.

а = 450 мм, БрС30

d f = 216 мм;

d f ≥ 1,35 d = 1,3526 = 35,1;

216 ≥ 35,1 – условие выполняется.

2) а = 200 мм, БрО3Ц7С5Н1

60≥ 35,1 – условие выполняется.

а = 110 мм, БрА10ЖЗМц2

d f = 54 мм;

d f ≥ 1,25 d = 1,3526 = 35,1;

54≥ 35,1 условие выполняется

3 Проектировочный расчет валов

3.1.1 Проектировочный расчет тихоходного вала

d =(7...8) Т т в

d =7=71,05. Уточняем диаметр: d =70

Диаметр под подшипником

d n = d +2 t цил

d n =72+25,1=82,2мм. Примем стандартное значение d n = 85мм.

Диаметр буртика подшипника

d б n = d n +3 r

d б n 2 =85+33,5=95,5мм. Уточняем диаметр буртика подшипника=100

3.1.2 Проектировочный расчёт быстроходного вала

d =(7...8) Т бв

d =7=25,68. Уточняем диаметр: d =26

Диаметр под подшипником

d n = d +2 t цил d n =26+23,5=33. Примем стандартное значение d n = 35мм.

Диаметр буртика подшипника

d б n = d n +3 r

d б n 2 =35+32=41мм. Уточняем диаметр буртика подшипника=42

Формулы и значения t цил, r берем из таблицы

4 Выбор муфты

Выбираем муфту компенсирующую жёсткую цепную ГОСТ-20742-81.

Достоинство муфты-при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом. Чтобы предотвратить утечку масла, в кожух встраивают уплотнения. Кожух выполняют литым из лёгких сплавов.

Т р =КТ кон

Т ном =1048,48 К=(1,1...1,4)

Т р =1,41048,48=1467,87

где, - номинальный длительно действующий момент;

Т кон - динамическая составляющая момента

К- коэффициент режима работы. При спокойной работе и небольших

разгоняемых при пуске массах к – 1,1….1,4

Принимаем по расчетам Муфта цепная 2000-63-1.1 ГОСТ 20742-81

5 Выбор шпонки

1)Диаметр выходного конца тихоходного вала d =70мм l ст=105

Длину ступицы назначают на 8...10 мм больше длины шпонки

Учитывая длину ступицы определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=105-10=95мм. Из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 90 мм

Определяем длину шпонки

l = l р + b =27+20=47мм

Принимаем «Шпонка 20×12×90 ГОСТ 23360 – 78».

2) Диаметр буртика подшипника тихоходного вала d бп =100 мм l ст=80

Определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=80-10=70мм из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 70 мм

Принимаем «Шпонка 28×16×70 ГОСТ 23360 – 78».

3)Диаметр выходного конца быстроходного вала d =26 мм l ст=39

Определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=39-10=29мм из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 28 мм

Принимаем «Шпонка 8×7×28 ГОСТ 23360 – 78».

Проверка прочности шпоночных соединений (Приложение Б)

6 Выбор типа подшипников качения

Конические и червячные колёса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники.

Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала червяка выбираем конические роликовые подшипники серии 7517А ГОСТ 333-79

7 Уточнённый расчёт тихоходного вала

7.1.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выявление опасных сечений

A B C D

На тихоходном валу определим самое опасное сечение, построив эпюры крутящих и изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальных плоскостях, а также суммарную эпюру .

Для построения эпюр воспользовались количественной мерой сил, которые взяли из выбранного нами варианта с материалом венца БрОЗЦ7С5Н1

Fa= H

Fr=2400.856 H

Ft=6553 H

Fm=125=125

d =320 mm

M из= ==136.72 Нм

1) Строим эпюру Мг

∑ Ма =-Fta+Rb(a-b)-Fm(a+b+c)=65530.0064+Rb (0.064+0.064)-4047.53 (0.064+0.064+0.136)=419.392+Rb0.128-1068.54792

0.128Rb=419.392+1068.54792+1487.93992=11624.531 Rb

∑Mb=Ftb-Ra(a+b)-Fmc=65530.064-Ra0.128-4047.530.136

Ra 0.128=419.392-550.46408

Ra=-1024.0006

∑F=Ra+Rb-Fm-Ft=0

Участок AB =Ra a=-1024.00060.064=-65.53

Участок BC =Ra(a+b)-Ftb=-1024.00060.128-65530.136=-550.46

Участок CD =Fmc=-550.46

2) Строим эпюру Мв

∑Ma=-Fra-M+Rb(a+b)=-2400.8560.064-M+Rb 0.128

Rb=2268.553

∑Mb=Fra-M-Ra(a+b)=2400.8560.064-136.72-Ra 0.128

Ra=132.303

∑F=Ra+Rb-Fr=0

Участок AB верх =Ra a=132.3030.064=8.46

Участок ABнижн = Raa - M =132.3030.064-136.72=-128.25

3) Строим суммарную эпюру

B верхняя=

B нижняя=

D =0

Опасным сечением будет место под подшипник, так как в этой точке суммарная эпюра достигает наибольшего значения .

7.2.1 Проверочный расчёт вала на выносливость

Расчет на статическую прочность, заключается в определении d вала в опасном сечении и рассчитываем по формуле:

55.30мм

Т.к. диаметр опасного сечения=55.30мм(что меньше допускаемого 80мм.),то прочность вала обеспечивается

Определим эквивалентный изгибающий момент

Мэкв== =1184.19446 Нм Определим эквивалентное напряжение

экв = ==19.28МПа

Определим осевой момент сопротивления сечения

60261.0156

Определим напряжение в опасных сечениях

9.13 МПа

к= ==8.54 МПа

а= 0,5 а =4,27 МПа

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

99.15 Н/мм2

85.36 Н/мм2

Определим К σ D и К τ D – коэффициенты снижения предела выносливости, вычисляемые по формулам

Примем =4.6 ; =3.2

=(4.6+1-1)=3.53

=(3.2+1-1)=2.46

где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

К dσ и К dτ – коэффициенты влияния размеров поперечного сечения,

Определим коэффициент запаса прочности

==9.53

где S σ и S τ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

10.85

8 Проверка долговечности подшипников

Определим суммарные реакции опор для расчета подшипников

Fr 1.2=

Fr 1==11625.2839Н

Fr 2==2488.9576Н

Значения взяли из пункта-"уточненный расчет тихоходного вала"

Определим осевые составляющие

Fa min 1.2 =0.83 eFr 1.2, где " е"-коэффициент осевого нагружения

Fa min 1 =0.83 0.3911625.2839=3763.1044Н

Fa min 2 =0.83 0.392488.9376=805.6755Н

В соответствии с получившимися значениями находим значения X и Y для опор.

Отношения е X =1 Y =0

Находим эквивалентные нагрузки при Кб=1 и Кт=1

Pr 1.2=(VXFr 1.2+ YFa 1.2) КбКт

Pr 1=(1 111625.2839+03763.1044) 11=11625.2839

Pr 2=2488.9576

Определим расчетную долговечность подшипников при a 23=0.6

L10ah1.2=a1a23

L 10 ah 1= 10.6=4090572.73ч

L 10 ah 2=693169954.647ч

Вывод: L 10 ah =693169954.647ч. Это больше требуемой долговечности L 10 ah =20000ч, поэтому подшипник 7517А пригоден.

9 Смазка зацепления подшипников

Для червячных редукторов используют смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием) , при котором масло в корпус заливается так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колеса масло захватывается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса редуктора, оттуда стекает в нижнюю его часть (масляную ванну). Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман), которая оседает на все детали редуктора.

Окружная скорость не должна превышать 12,5м/с

Определим окружную скорость червяка согласно

где d 1 – делительный диаметр червяка, мм;

n 1 – частота оборотов червяка, об/мин

Определим окружную скорость колеса

где d 2 – делительный диаметр колеса, мм;

n 2 – частота оборотов колеса, об/мин

Определим глубину погружения червяка согласно .

h м =2 m ...0.25 d 2 =2 8...0.25320=16...80мм.

При картерном смазывании передач подшипники смазываются брызгами масла.

Заключение

В данной работе был выполнен кинематический и силовой расчет привода. выполнен проектировочный расчет валов, выбран тип подшипников качения, определен тип смазывания подшипников и зацепления, выполнен уточненный расчет валов, проверены подшипники качения на долговечность, подобран тип муфты. В графической части проекта был выполнен сборочный чертеж тихоходного вала на формате А3 со спецификацией.

Выполнив проверочный расчет валов, и проанализировав полученные данные, мы можем с уверенностью сказать, что данные изделия удовлетворяют необходимым условиям прочности, т.к. коэффициент запаса прочности в несколько раз больше допускаемого S =9.5>[ S ]=2. Исходя из этого, полученные ранее расчеты принимаем как основные.

Произведя проверку прочности шпоночных соединений (раздел 5), мы определили минимальную рабочую длину шпонок, их ширину, высоту, действующие и допускаемые напряжения.

В разделе 6 мы проверили выбранные подшипники на долговечность. Из результатов видно, что средняя долговечность подшипников полностью удовлетворяет заданному ресурсу редуктора.

Погрешность расчетов составляет

∆ P =(P 1- P 2/ P 2) ⦁ 100%=(2.36-2.19/2.19) ⦁ 100%=7%

Результаты расчета показали, что погрешность передаточного числа составляет 0,01% ,а погрешность мощности 7%. Таким образом, принимаем произведенные ранее расчеты как основные.

Список литературы

1 Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов/П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов,–М.:Издательский центр "Академия", 2001.-447с.

2 Детали машин: Учебное пособие по выполнению курсового проекта для студентов механических и технологических специальностей заочной формы обучения/ Л.В Грачёва[и др.],-К.: Кемеровский технологический институт пищевой промышленности, 2003.-180с.

3 Дунаев, П.Ф Курсовое проектирование " Детали машин " учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов 1990.-399с.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КС.01.00.00.ПЗ

Разраб.

Ахметшин В.Л.

Пров.

Гоголина И.В.

Т. контр.

Н. контр.

Утв.

ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ

Лит.

Листов

КемТИПП гр. РС-032

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

КС.01.00.00.ПЗ

η 4

η 3

Вал I I I

n 3 , ω 3 , Р 3 , Т 3

Вал I

n 1 , ω 1 , Р 1 , Т 1

Вал I I

n 2 , ω 2 , Р 2 , Т 2

u 2 , η 2

u 1, η 1

Вал двигателя

n , ω , Р, Т

Изм.

ист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

4

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

5

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

6

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

7

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

8

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

9

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

10

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

11

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

12

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

13

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

14

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

15

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

16

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

17

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

18

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

19

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

20

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

21

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист