Проектирование машинного агрегата

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Техническое задание 13 вариант 2

1. Кинематическая схема машинного агрегата

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

6. Нагрузки валов редуктора

7. Проектный расчет валов редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

9. Проверочный расчет подшипников

10. Конструктивная компоновка привода

11. Проверочные расчеты

12. Технический уровень редуктор

Литература

Техническое задание 13 вариант 2

машинный агрегат передача привод

Привод к мешалке.

Исходные данные:

Момент сопротивления вращению Т, кН•м 0,18

Частота вращения мешалки n, об/мин 65

Допускаемое отклонение

скорости барабана д, % 4

Срок службы привода Lг, лет 5

1. Кинематическая схема машинного агрегата

Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к мешалке и может применятся в производственных линиях, для эксплуатации которых необходимо приготовление технологических растворов. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиноременную ременную передачу соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с вертикальным расположением валов. Ведомый вал редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединен с валом мешалки. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки — с малыми колебаниями.

Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГtcLcKc

где LГ = 5 лет — срок службы привода;

КГ — коэффициент годового использования;

КГ = 300/365 = 0,82

где 300 — число рабочих дней в году;

tc = 8 часов — продолжительность смены

Lc = 2 — число смен

Кс = 1 — коэффициент сменного использования.

Lh = 365·5·0,82·8·2·1 = 24 000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т. п. принимаем ресурс привода 20,5 ·103 часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки

Lг

Lс

tс

Lh

Характер

нагрузки

Режим

работы

Заводской цех

5

2

8

20 500

С малыми колебаниями

Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

Определение требуемой мощности

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Тщ

где щ — угловая скорость колонны

3 = nр/30 = 65р/30 = 6,81 рад/с

Ррм = Тщ = 0,18·6,81 = 1,23 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = змзз. пзпк2зо. пзпс,

где зм = 0,98 — КПД муфты [1c. 40],

зз. п = 0,97 — КПД закрытой цилиндрической передачи,

зо. п = 0,98 — КПД открытой ременной передачи,

зпк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

зпс = 0,99 — КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,98·0,98·0,9952·0,97·0,99 = 0,913.

Требуемая мощность двигателя

Ртр = Ррм/з = 1,23/0,913 = 1,34 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,5 кВт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант

Двигатель

Мощность

Синхронная частота вращения, об/мин

Номинальная частота вращения

1

4А80А2

1,5

3000

2850

2

4A80В4

1,5

1500

1415

3

4A90L6

1,5

1000

935

4

4A100L8

1,5

750

700

Общее передаточное число привода

u = n1/nрм

где n1 — частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи

u2 = u/u1 = u/5

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число

Варианты

1

2

3

4

Привода

43,8

21,8

14,38

10. 77

Редуктора

5

5

5

5

Открытой передачи

8,76

4,35

2,88

2,15

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 4 — 4А100L8, так как в этом случае передаточное число клиноременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч3), а габариты передачи будут минимальными

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 700 об/мин 1 = 700р/30 = 73,3 рад/с

n2 = n1/u1 = 700/2,15=325 об/мин 2=325р/30 = 34,0 рад/с

n3 = n2/u2 =325/5,0 = 65 об/мин 3= 65р/30 = 6,81 рад/с

Отклонение фактического значения от заданного д = 0% < 7%

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтр = 1,34 кВт

P2 = Pтрзо. пзпк = 1,34·0,98·0,995 = 1,31 кВт

P3 = P2зз. пзпк = 1,31·0,97·0,995 = 1,26 кВт

Pрв = P3змзпс = 1,26·0,98·0,99 = 1,22 кВт

Крутящие моменты:

Т1 = P1/1 = 1340/73,3 =18,3 Н·м

Т2 = 1310/34,0 = 38,5 Н·м

Т3 = 1260/6,81 = 185,0 Н·м

Т4 = 1220/6,81 = 180,0 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3 Силовые и кинематические параметры привода

Вал

Число оборотов

об/мин

Угловая скорость

рад/сек

Мощность

кВт

Крутящий момент

Н·м

Вал электродвигателя

700

73,3

1,34

18,3

Ведущий вал редуктора

325

34,0

1,31

38,5

Ведомый вал редуктора

65

6,81

1,26

185,0

Рабочий вал

65

6,81

1,22

180,0

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c. 50], сталь 45:

шестерня: термообработка — улучшение — НВ235ч262 [1c. 53],

колесо: термообработка — нормализация — НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ1ср = (235+262)/2 = 248

НВ2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения: [у]H = KHL[у]H0,

где KHL — коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 = 1·107 [1c. 55],

N = 573щLh = 573·7,85·24,5·103 =11,0·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[у]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]H = 0,45([у]H1 +[у]H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F = KFL[у]F0,

где KFL — коэффициент долговечности

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[у]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

Dпред

Термоо-бработка

НВср

ув

у-1

[у]Н

[у]F

Sпред

Н/мм2

Шестерня

45

125/80

Улучш.

248

600

260

513

255

Колесо

45

-

Норм-ия

193

780

335

414

199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где Ка = 43,0 — для косозубых передач [1c. 58],

шba = 0,315 — коэффициент ширины колеса,

КНв = 1,0 — для прирабатывающихся колес.

аw = 43,0(5,0+1)[185,0·103·1,0/(4172·5,02·0,315)]1/3 = 132 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185–66 [2 c. 52] аw = 140 мм.

Модуль зацепления

m > 2KmT2/(d2b2[у]F),

где Km = 5,8 — для косозубых колес,

d2 — делительный диаметр колеса,

d2 = 2awu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм,

b2 — ширина колеса

b2 = шbaaw = 0,315·140 = 44 мм.

m > 2·5,8·185,0·103/233·44·199 = 1,05 мм,

принимаем по ГОСТ 9563–60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

zc = 2awcosв/m

в = 10° - угол наклона зубьев

zc = 2·140cos10°/2,0 = 138

Число зубьев шестерни:

z1 = zc/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23

Число зубьев колеса:

z2 = zc-z1 = 138 — 23 =115;

уточняем передаточное отношение:

u = z2/z1 =115/23 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cos = zcm/2aW = 1382/2140 = 0,9857 = 9,70°.

Фактическое межосевое расстояние:

aw = (z1+z2)m/2cosв = (115+23)·2,0/2cos 9,70° = 140 мм.

делительные диаметры

d1 = mz1/cosв = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм,

d2 = 2,0·115/0,9857= 233,33 мм,

диаметры выступов

da1 = d1+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм

da2 = 233,33+2·2,0 = 237,33 мм

диаметры впадин

df1 = d1 — 2,4m = 46,67 — 2,5·2,0 = 41,67 мм

df2 = 233,33 — 2,5·2,0 = 228,33 мм

ширина колеса

b2 = baaw = 0,315·140 = 44 мм

ширина шестерни

b1 = b2 + (3ч5) = 44+(3ч5) = 48 мм

Окружная скорость

v = щ2d2/2000 = 6,81·233,33/2000 = 0,8 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

— окружная на шестерне и колесе

Ft = 2T2/d1 = 2·38,5·103/46,67 = 1650 H

— радиальная

Fr = Fttg/cosв = 1650tg20є/0,9857= 610 H

— осевая сила:

Fa = Fttg = 1650tg 9,70° = 282 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 — для косозубых колес [1c. 61],

КНб = 1,06 — для косозубых колес,

КНв = 1,0 — для прирабатывающихся зубьев,

КНv = 1,01 — коэффициент динамической нагрузки [1c. 62].

уH = 376[1650(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(233,33·44)]½ = 382 МПа.

недогрузка (417 — 382)100/417 = 8,4% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

уF2 = YF2YвFtKFбKFвKFv/(mb2),

где YF2 — коэффициент формы зуба,

Yв = 1 — в/140 = 1 — 9,70/140 = 0,931,

KFб = 0,91 — для косозубых колес при 8-ой степени точности,

KFв = 1 — для прирабатывающихся зубьев

KFv = 1,05 — коэффициент динамической нагрузки [1c. 64].

Коэффициент формы зуба:

при z1 = 23 > zv1 = z1/(cosв)3 = 23/0,98573 = 24 > YF1 = 3,92,

при z2 =115 > zv2 = z2/(cosв)3 =115/0,98573 = 120 > YF2 = 3,61.

уF2 = 3,61·0,931·1650·0,91·1,0·1,05/2,0·44 = 60 МПа < [у]F2

уF1 = уF2YF1/YF2 = 60·3,92/3,61 = 65 МПа < [у]F1.

Так как расчетные напряжения уH < 1,05[уH] и уF < [у]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения А

Минимальный диаметр малого шкива d1min =90 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d1 =100 мм

Диаметр большого шкива

d2 = d1u (1-е) =100•2,15(1−0,01) = 213 мм

где е = 0,01 — коэффициент проскальзывания

принимаем d2 = 224 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d1+d2) + h = 0,55(224+100) + 8,0 = 186 мм

h = 8,0 мм — высота ремня сечением А

принимаем, а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5р (d1+d2) = 0,5р (100+224) = 509

y = (d2 — d1)2 = (224 — 100)2 =15 376

L = 2•300 + 509 +15 376/4•300 = 1122 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L — w) + [(L — w)2 — 2y]0,5} =

= 0,25{(1120 — 509) +[(1120 — 509)2 — 2•15 376]0,5} = 299 мм

Угол обхвата малого шкива

б1 = 180 — 57(d2 — d1)/a = 180 — 57(224−100)/299 = 156є

Скорость ремня

v = рd1n1/60 000 = р100•700/60 000 = 3,7 м/с

Окружная сила

Ft = Р/v = 1,34•103/3,7 =362 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

Cp = 1,0 — спокойная нагрузка

Cб = 0,93 — при б1 = 156є

Cl = 1,0 — коэффициент влияния длины ремня

Сz = 0,95 — при ожидаемом числе ремней 2ч3

[Р] = Р0CpCбСlCz

P0 = 0,80 кВт — номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 0,80•1,0•0,93·0,95 = 0,71 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 1,34/0,71 = 1,89

принимаем Z = 2

Натяжение ветви ремня

F0 = 850Р /ZVCpCб =

= 850•1,34/2•3,7•0,93•1,0 =166 H

Сила действующая на вал

Fв = 2FZsin (б1/2) = 2•166•2sin (156/2) = 648 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

уmax = у1 + уи+ уv < [у]p = 10 Н/мм2

у1 — напряжение растяжения

у1 = F0/A + Ft/2zA =166/81 +362/2•2•81 = 3,17 Н/мм2

А = 81 мм2— площадь сечения ремня

уи — напряжение изгиба

уи = Eиh/d1 = 80•8,0/100 = 6,4 Н/мм2

Eи = 80 Н/мм2 — модуль упругости

уv = сv210-6 = 1300•3,72•10-6 = 0,02 Н/мм2

с = 1300 кг/м3 — плотность ремня

уmax = 3,17+6,4+0,02 = 9,59 Н/мм2

условие уmax < [у]p выполняется

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Окружная Ft = 1650 Н

Радиальная Fr = 610 H

Осевая Fa = 282 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал Fв = 648 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

Fм = 125·Т3½ = 125·185,0½ = 1700 Н

Рис. 1 — Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов редуктора

Материал быстроходного вала — сталь 45,

термообработка — улучшение: ув = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т — передаваемый момент;

d1 > (16·38,5·103/р10)1/3 = 27 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1,21,5)d1 = (1,21,5)30 = 3645 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм — высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 1,5d2 =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 > (16·185,0·103/р10)1/3 = 45 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,

где t = 2,8 мм — высота буртика;

принимаем d2 = 50 мм.

Длина вала под уплотнением:

l2 1,25d2 =1,2550 = 62 мм.

Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,

принимаем d3 = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии № 207 для быстроходного вала и № 210 для тихоходного вала.

Условное

обозначение

подшипника

d

мм

D

мм

B

мм

С

кН

С0

кН

№ 207

35

72

17

25,5

13,7

№ 210

50

90

20

35,1

19,8

8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

Рис. 8.1 — Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 59Ft1-139BX = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

BX = 1650·59/139 = 700 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

mВ = 80Ft1-139АX = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

АХ = 1650·80/139 = 950 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 950·59 = 56,1 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 59Fr +139BY — Fa1d1/2 — 77Fв = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

BY = (648·77 + 282·46,67/2 — 610·59)/139 = 147 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

mВ = 216Fв -139АY + 80Fr + Fa1d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

АY = (216·648+80•610 + 282·46,67/2)/139 = 1405 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY = 648·77 = 49,9 Н·м

MY = 648·136 — 1405·59 = 5,2 Н·м

MY = 147·80 = 11,8 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (АХ2 + АY2)0,5 = (9502 +14052)0,5 =1696 H

B= (BХ2 + BY2)0,5 = (7002 + 1472)0,5 = 715 H

Схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 — Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС = 60Ft — 240Fм +120DX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DX = (240·1700 — 60·1650)/120 = 2575 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

mD = 60Ft + 120Fм -120CX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

СX = (120·1700 + 60·1650)/120 = 2525 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 =2525·60 =151,5 Н·м

MX2 =1700·120 =204,0 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС = 60Fr + Fad2/2 -120DY = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DY = (60·610+282·233,33/2)/120 = 579 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

mD = 60Fr — Fad2/2 — 120CY = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

CY = (60•610 — 282·233. 33/2)/120 = 31 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MY1 = 31·60 = 1,9 Н·м

MY2 = 579·60 = 34,7 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (25252 +312)0,5 = 2525 H

D = (25752 + 5792)0,5 = 2639 H

9. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVFr + YFa)KбКТ

где Х — коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

Fr — радиальная нагрузка;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Kб =1,5 — коэффициент безопасности;

КТ = 1 — температурный коэффициент.

Отношение Fa/Co = 282/13,7103 = 0,021 е = 0,21 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение Fa/А =282/1696= 0,17 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Р = (1,0·1·1696+0)1,5·1 = 2544 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р (573щL/106)1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников

Стр = 2544(573·34,0·20 500/106)1/3 =18 735 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 106(25,5103 /2544)3/60 325 = 51 645 часов, > [L]=20 500 час

Тихоходный вал

Отношение Fa/Co = 282/19,8103 = 0,014 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D

Отношение Fa/C =282/2639= 0,11 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·2639+ 0)1,5·1 = 3959 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р (573щL/106)1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников

Стр = 3959(573·6,81·20 500·106)1/3 = 17 056 Н < C = 35,1 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 106(35,1103 /3959)3/6065 = 178 690 часов, > [L]=20 500 час

10. Конструктивная компоновка привода

Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

dст = 1,55d3 = 1,55·60 = 93 мм.

Длина ступицы:

lст = (0,8ч1,5)d3 = (0,8ч1,5)60 = 48ч90 мм, принимаем lст = 45 мм

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·44 =6,6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·44 =11,0 мм принимаем С = 12 мм

Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/p6.

Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752–79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025ат + 3 = 0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

— фундаментных

d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·140 + 12 = 17 мм

принимаем болты М16;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = 0,75d1 = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

— соединяющих крышку с корпусом

d3 = 0,6d1 = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d1 = 100 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 100 + 2•3,3 = 106,6 мм

Ширина шкива B = (z — 1) p + 2f = (2 — 1)15 + 2•10,0 = 35 мм

Толщина обода д = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)12 = 13,2…15,6 мм

принимаем д=15 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)15 = 18…19,5 мм

принимаем С = 18 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 28 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6•28 = 44,8 мм

принимаем dст = 45 мм

Длина ступицы lст = lдв = 60 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d1 = 224 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 224 + 2•3,3 = 230,6 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 30 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6•30 = 48 мм

принимаем dст = 50 мм

Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.

1Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой ГОСТ 20 884–93 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,5·185,0 = 278 Н·м < [T]

Условие выполняется

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,31 1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,8 м/с и контактном напряжении ув=382 МПа =28·10-6 м2

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов — смазочным материалом УТ-1.

11. Проверочные расчеты

Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h — высота шпонки;

t1 — глубина паза;

l — длина шпонки

b — ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч32.

Материал полумуфты — чугун, допускаемое напряжение смятия [у]см = 50 МПа.

усм = 2·38,5·103/30(7−4,0)(32−8) = 35,6 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18Ч11Ч63. Материал ступицы — сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см = 100 МПа.

усм = 2·185,0·103/60(11−7,0)(63−18) = 34,2 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч70. Материал ступицы — сталь, допускаемое напряжение смятия [у]см = 100 МПа.

усм = 2·185,0·103/45(9−5,5)(70−14) = 41,9 МПа

Во всех случаях условие усм < [у]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе -1 0,43В = 0,43 780 = 335 МПа;

при кручении -1 0,58-1 = 0,58 335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

Ми = Мх = 49,9 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd3/32 = р353/32 = 4,21·103 мм3

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3

Амплитуда нормальных напряжений

уv = Mи/W = 49,9·103/4,21·103 =11,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = m = T1/2Wp = 38,5·103/2·8,42·103 = 2,3 МПа

Коэффициенты:

kу/у = 3,5; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sу = у-1/(kууv/у) = 335/3,5·11,9 = 8,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,50·2,3 + 0,1·2,3) = 32,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = sуs/(sу2 + s2)0,5 = 8,0·32,6/(8,02 + 32,62)0,5 = 7,8 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент Ми = 204,0 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd3/32 = р503/32 = 12,3·103 мм3

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2·12,3·103 =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

уv = Mи/W = 204,0·103/12,3·103 = 16,6 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = m = T2/2Wp =185,0·103/2·24,6·103 = 3,8 МПа

Коэффициенты:

kу/у = 4,0; k/ = 0,6 kу/у + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sу = у-1/(kууv/у) = 335/4,0·16,6 = 5,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,80·3,8 + 0,1·3,8) =17,7

Общий коэффициент запаса прочности

s = sуs/(sу2 + s2)0,5 =17,7·5,0/(5,02 +17,72)0,5 = 4,8 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = LBH = 430•315•200 = 27•106 мм3

L = 430 мм — длина редуктора;

В = 315 мм — ширина редуктора;

Н = 200 мм — высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV•10-9 = 0,42•7300•27•106•10-9 = 83 кг

где ц = 0,42 — коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м3 — плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T2 = 83/185,0 = 0,45

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Литература

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Высш. шк., 1991. -432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

3. Чернилевский Д. В. Проектирование деталей машин и механизмов. — М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О. П. Курсовое проектирование. — М. :Высш. шк., 1990.

5. Дунаев Н. В. Детали машин. Курсовое проектирование. — М. :Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1−3 — М. :Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В. А., Шошин А. И. Справочник по машиностроительному черчению. — Л.: Машиностроение, 1988.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой