Проект привода ленточного транспортера

Реферат

Привод, цилиндрический редуктор, муфта упругая, валы, подшипники, расчеты, конструирование.

Цель курсового проекта — разработка проекта привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, упругой муфты, двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

В процессе проектирования выбран электродвигатель 4A100S4У3 с номинальной мощностью 3 кВт, частотой вращения 1435 об/мин. Общее передаточное число привода 25, общий КПД 0,9036.

Выполнены расчеты закрытой цилиндрической зубчатой передачи, определены геометрические и конструктивные параметры элементов передач. Выполнены проектный расчет и конструирование валов редуктора, проверочные расчеты тихоходного вала, определены размеры основных элементов корпуса редуктора, рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры; выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Решены вопросы выбора посадок деталей редуктора, систем смазки подшипников и зацепления зубчатых колес, выбор типоразмера упругой муфты и ее конструирования. Рассмотрены вопросы сборки редуктора, регулировки осевой игры подшипников в курсовом проекте.

• 1. Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода: 1 — двигатель электрический; 2 — муфта упругая; 3 — редуктор цилиндрический двухступенчатый; 4 — муфта управляемая; 5 — приводной барабан транспортера

1.1 Анализ кинематической схемы привода и его передаточного механизма

Привод представленный на рисунке 1 состоит из электродвигателя 1, упругой муфты 2, цилиндрического двухступенчатого редуктора 3, управляемой муфты 4 и приводного барабана транспортера 5.

Силовой поток от электродвигателя идет последовательно через упругую муфту, закрытые цилиндрические передачи редуктора и далее через приводного барабана транспортера.

Для упорядочения последующих расчетов на заданной кинематической схеме привода введем дополнительные обозначения: по ходу силового потока, т. е. в направлении от двигателя к выходному валу передаточного механизма, нумеруем валы и элементы механических передач — зубчатые колеса (z₁, z₂, z₃, z₄).

1.2 Выбор стандартного асинхронного электродвигателя

Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода (рис. 1.1) передаточный механизм состоит из последовательно соединенных цилиндрических передач, то с учетом потерь в упругой и компенсирующей муфте, общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:

з_о = з_{м1 *} з_{ц1 *} з_{ц2 *} з_{м2 =} 0,98 * 0,97 * 0,97 * 0,98 = 0,9036, (1.1)

где = 0,98 — коэффициент полезного действия упругой муфты; - коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической передачи; = 0,98 — коэффициент полезного действия компенсирующей муфты.

В соответствии с заданной мощностью Р_В на выходном валу привода и расчетным значением общего КПД передаточного механизма вычисляем требуемую статическую мощность электродвигателя Р_в = F_t * V; V =0,8м/с; Р_в = 3,5 * 0,8 = 2,8кВт

(1.2)

Вычисляем требуемую среднеквадратическую мощность электродвигателя с учетом заданного графика нагрузки полагая, что частота вращения вала двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки,

(1.3)

где =0,75 — коэффициент эквивалентности

Располагая численным значением Р_КВ выбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность Р_д, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении Р_д отличаются номинальными частотами вращения валов n_д.

Возможные варианты типоразмеров асинхронных электродвигателей и их основные параметры представлены в таблице 1.

Таблица 1 — Возможные варианты типоразмеров асинхронных электродвигателей.

Расчетное общее передаточное отношение передаточного механизма привода U_op в табл.1 вычислено по зависимости

(1.4)

где, мин^-1 — частота вращения вала двигателя;, мин^-1 — частота вращения выходного вала передаточного механизма.

;

;

;

;

;

;

Выбираем электродвигатель типа 4A100S4У3 с расчетным общим передаточным отношением механизма привода Определим возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения.

;

где — передаточное отношение для цилиндрического редуктора;

1.3 Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням Округляем расчетное значение U_op для выбранного типоразмера электродвигателя до ближайшего стандартного U_oс.

Для рассматриваемой кинематической схемы (рис. 1.1) стандартное передаточное отношение передаточного механизма.

Назначаем стандартное значение передаточного отношения редуктора U_oс=U_pед= 22,4.

Стандартное передаточное отношение редуктора

(1.5)

Выполняем разбивку передаточного отношения редуктора U_рс по его ступеням. Учитывая рекомендации и ряд предпочтительных стандартных отношений, выбираем передаточное отношение первой быстроходной ступени редуктора, тогда передаточное отношение второй тихоходной ступени равно

.

Таким образом, разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода U_ос завершена.

1.4 Номинальные частоты вращения валов привода

Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяем с учетом выполненной разбивки общего передаточного отношения U_ос по ступеням передаточного механизма привода.

Частота вращения вала 1 (ведущего, входного вала редуктора) Частота вращения вала 2 (промежуточного вала редуктора) мин^-1. (1.6)

Частота вращения вала 3 (ведомого, выходного вала редуктора)

мин^-1. (1.7)

Определяем отклонение фактической частоты вращения выходного вала привода от заданной частоты.

_- (1.8)

Полученное отклонение фактической частоты вращения выходного вала привода находится примерно в пределах допускаемой величины ±4%.

1.5 Номинальные вращающие моменты на валах привода

Номинальные вращающие моменты, действующие на валах привода, определяем с учетом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия.

(1.9)

Номинальный вращающий момент () на первом валу привода с учетом потерь в упругой муфте

(1.10)

Номинальный вращающий момент на втором валу

(1.11)

Номинальный вращающий момент на выходном валу

(1.12)

1.6 Техническая характеристика привода

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Н мм 425 836,63;

Номинальная частота вращения выходного вала, мин^-1 64,06;

Общее передаточное отношение 22,4;

Общий коэффициент полезного действия 0,9036.

привод цилиндрический подшипник вал

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений передачи редуктора

2.1 Исходные данные Схема передачи (рисунок 1), задана техническим заданием.

Номинальные частоты вращения ведущей n₁ шестерни и ведомого n₂ колеса:.

n₁=1435 мин^-1;

n₂=256,25 мин^-1.

Циклограмма нагружения передачи, задана техническим заданиемТРН-1.

Срок службы передачи: L= 5 лет, согласно техническому заданию.

Режим работы (повторность включения): ПВ=1.

Термическая обработка: нитроцеменация.

2.2 Расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке нитроцеменация

Расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке нитроцеменация приведен в таблице 2.

Таблица 2 — расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение

3. Проектный расчет быстроходной косозубой цилиндрической передачи

3.1 Исходные данные

Номинальный вращающий момент на ведомом валу: Т₂ = 109,75 10³ Нмм.

Номинальная частота вращения ведущего вала: n₁ = 1435 об/мин.

Номинальная частота вращения ведомого вала: n₂ = 256,25 об/мин.

Передаточное число проектируемой передачи: = 5,6

Схема передачи (рис. 1), задана техническим заданием.

Циклограмма нагружения передачи — ТРН-1

3.2 Проектный расчет передачи

Предварительное значение межосевого расстояния, а передачи из условия контактной выносливости рабочей поверхности зубьев

мм, Где: = 1,3 — предварительное значение коэффициента нагрузки; ш_ba = 0,25 — коэффициент ширины зубчатого колеса.

мм.

Принимают стандартное межосевое расстояние мм.

Назначают нормальный модуль зацепления m.

Назначают m=1,25 мм.

Задаются предварительным значением угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре: .

Определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости:

Округляем расчетное значение до целого:

.

С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m, межосевого расстояния и принятого суммарного числа зубьев находят действительный угол наклона линии зубьев на делительном цилиндре.

Определяют ширину b₂ и b₁, мм, зубчатого колеса и шестерни

b₂ = _ba = 0,2575= 18,75 мм;

b₁= 1.12 b₂= 1,1218,75 = 21;

Расчетные значения округляют до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663–69: b₂ = 19; b₁ = 22.

Находят коэффициент осевого перекрытия Вычисляют числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂.

Округляют полученные значения до целых:

;

Фактическое передаточное число передачи

.

Окружная скорость в зацеплении, м/с.

Где: мм — делительный диаметр шестерни.

.

С учетом рекомендаций назначают степень точности передачи:

Степень точности по ГОСТ 1643– — 81 -низкая (9).

Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете по контактным напряжениям

где: — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей.

Относительная ширина колеса:

Коэффициент z_м, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают в зависимости от материала.

Для стальных зубчатых колес z_м = 190 Н^0,5 / мм.

Коэффициент z_н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, принимают в зависимости от коэффициента смещения X исходного контура и угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре.

Для некоррегированных зубчатых передач X = 0.

Принимаем z_н = 2,38.

Коэффициент Z, учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находят по [3,c.9] с учетом коэффициентов осевого перекрытия и торцового .

Для некоррегированных зубчатых передач:

Z = 0,758.

Действительное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи.

Где: F_t — окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н

;

МПа.

Отклонение действительного контактного напряжения н от допускаемого [н]

Недогрузка составила

Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:

; ;

Где: — коэффициент пиковой нагрузки, задан техническим заданием.

Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе

где — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Числовое значение находят по зависимости:

; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность зубьев при изгибе; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность.

.

Проверяют усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба _F1 и _F2 в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.

где: Y_FS1 и Y_FS2 — коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения Y_FS1 и Y_FS2 находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев Z_V1 и Z_V2:

Y_FS1 = 4,03 и Y_FS2 = 3,6; Y — коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Y — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

;

.

Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

;

.

Основные геометрические размеры зубчатой передачи (рис. 2).

Делительные диаметры:

мм,

мм.

Рисунок 2 — Геометрические размеры зубчатой цилиндрической передачи.

Проверка:

мм Диаметры вершин зубьев:

мм,

мм.

Диаметры впадин зубьев:

мм,

мм.

Ширина зубчатых венцов: мм, мм.

Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи:

Окружное усилие: Н.

Радиальное усилие:

Н.

Осевое усилие: Н.

4. Проектный расчет тихоходной косозубой цилиндрической передачи

4.1 Исходные данные Номинальный вращающий момент на ведомом валу: Т₂ = 425,8410³ Нмм.

Номинальная частота вращения ведущего вала: n₂ = 256,25 об/мин.

Номинальная частота вращения ведомого вала: n₃ = 64,06 об/мин.

Передаточное число проектируемой передачи: = 4.

Схема передачи (рис. 1.), задана техническим заданием.

Циклограмма нагружения передачи — ТРН-1

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений тихоходной передачи редуктора соответствует быстроходной передачи редуктора.

4.2 Проектный расчет передачи

Предварительное значение межосевого расстояния, а передачи из условия контактной выносливости рабочей поверхности зубьев

мм, Где: = 1,2 — предварительное значение коэффициента нагрузки; ш_ba = 0,25 — коэффициент ширины зубчатого колеса.

мм.

Принимают стандартное межосевое расстояние мм.

Назначают нормальный модуль зацепления m.

Назначают m=2 мм.

Задаются предварительным значением угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре: .

Определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости:

Округляем расчетное значение до целого: .

С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m, межосевого расстояния и принятого суммарного числа зубьев находят действительный угол наклона линии зубьев на делительном цилиндре

Определяют ширину b₂ и b₁, мм, зубчатого колеса и шестерни

b₄ = _ba = 0,25 105 = 26,25;

b₃= 1.12 b₄= 1,1226,25 = 29,4;

Расчетные значения округляют до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663–69: b₄ = 28; b₃ = 30.

Находят коэффициент осевого перекрытия Вычисляют числа зубьев шестерни z₁ и колеса z_2.

Округляют полученные значения до целых: ;

Фактическое передаточное число передачи

.

Окружная скорость в зацеплении, м/с.

Где: мм — делительный диаметр шестерни.

.

С учетом рекомендаций назначают степень точности передачи:

Степень точности по ГОСТ 1643– — 81 -низкая (9).

Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете по контактным напряжениям

где: — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей.

Относительная ширина колеса:

Коэффициент z_м, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают в зависимости от материала.

Для стальных зубчатых колес z_м = 190 Н^0,5 / мм.

Коэффициент z_н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, принимают в зависимости от коэффициента смещения X исходного контура и угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре.

Для некоррегированных зубчатых передач X = 0.

Принимаем z_н = 2,38.

Коэффициент Z, учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находят по [3,c.9] с учетом коэффициентов осевого перекрытия и торцового .

Для некоррегированных зубчатых передач:

Z = 0,79.

Действительное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи.

Где: Ft — окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н

;

МПа.

Отклонение действительного контактного напряжения _н от допускаемого [_н]

Недогрузка составила

Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:

; ;

Где: — коэффициент пиковой нагрузки, задан техническим заданием.

Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе

где — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Числовое значение находят по зависимости:

; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность зубьев при изгибе; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность.

.

Проверяют усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба _F3 и _F4 в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.

где: Y_FS3 и Y_FS4 — коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения Y_FS3 и Y_FS4 находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев Z_V3 и Z_V4:

Y_FS3 = 3,92 и Y_FS4 = 3,6; Y — коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Y — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

;

.

Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

.

Основные геометрические размеры зубчатой передачи (рисунок 3).

Делительные диаметры:

мм,

мм.

Рисунок 3 — Геометрические размеры зубчатой цилиндрической передачи.

Проверка:

мм Диаметры вершин зубьев:

мм,

мм.

Диаметры впадин зубьев:

мм,

мм.

Ширина зубчатых венцов: мм, мм.

Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи:

Окружное усилие: Н.

Радиальное усилие:

Н.

Осевое усилие: Н.

5. Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора

5.1 Определяем диаметры выходных участков валов Назначаем диаметр выходного участка 1-го вала:

мм

Исходя из конструктивных соображений принимаем d₁ = 20 мм.

Определяем наименьшие диаметры валов 2 и 3.

где [] = 40 МПа — допускаемое контактное напряжение

мм Принимаем d₂ = 24 мм.

мм.

Принимаем d₃ = 38 мм.

5.2 Назначаем отдельные диаметры отдельных участков валов.

Вал № 1

Рисунок 4 — быстроходный вал.

Вал № 2 — промежуточный вал.

Рисунок 5 — промежуточный вал.

Вал № 3 — выходной вал.

Рисунок 6 — тихоходный вал.

5.3 Решают вопрос о сопряжении шестерни и с валами

Если, то шестерню выполняют за одно целое с валом:

— шестерня зацело с валом № 1;

— шестерня зацело с валом № 2;

5.4 Конструктивные размеры зубчатых колес.

Рисунок 7 — размеры зубчатого колеса.

Зубчатое колесо на втором валу:

Длина ступицы:

Диаметр ступицы:

Толщина обода:

Толщина диска:

Зубчатое колесо на третьем валу:

Длина ступицы:

Диаметр ступицы:

Толщина обода:

Толщина диска:

5.5 Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Так как на вал действуют осевая и радиальная силы, то используем радиально-упорные подшипники.

Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d=d_П1, для промежуточного вала d=d_П2, для тихоходного вала d=d_П3.

Входной вал: шариковый однорядный радиально-упорный подшипник 36 204. Схема установки вала в распор.

Промежуточный вал: шариковый однорядный радиально-упорный подшипник 36 206. Схема установки вала в распор.

Выходной вал: шариковый однорядный радиально-упорный подшипник 36 209. Схема установки вала в распор.

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора с осевой фиксацией подшипников применим закладные крышки. Они изготавливаются, из чугуна СЧ 15 двух видов. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.

Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах, а = 0,2… 0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. Так как применили закладные крышки регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец, которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.

5.6 Смазка подшипников и зацеплений Вариант смазывания зацеплений: смазку зубчатых колёс производим посредством окунания колес в масленую ванну.

Вариант смазывания зацеплений: так как окружная скорость погруженного в масляную ванну элемента передачи, то подшипники смазывают пластичными маслами (типа ЦИАТИМ). В этом случае для исключения вытекания масла из подшипников во внутреннюю полость корпуса их закрывают мазеудерживающими кольцами.

5.7 Конструктивные соотношения элементов корпуса

Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое.

Толщина стенки основания корпуса редуктора:

;

Исходя из габаритов корпуса принимаем толщину стенки равную 8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

Принимаем

Толщина верхнего фланца корпуса:

Толщина нижнего фланца корпуса:

Ширина фланца:

Расстояние от оси болта до стенки корпуса:

Толщина фланца крышки:

Диаметр фундаментального болта: ;

Диаметр болтов стягивающих крышку корпуса:

;

Ширина опорной поверхности нижнего фланца:

Толщина ребер корпуса :

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

6. Расчетные схемы нагружения валов редуктора, определение реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов После выполнения эскизной компоновки редуктора проведём проверочные расчеты валов и подшипников.

Расчет вала проведем на совместное действие изгиба и кручения. К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической косозубой передачи. Проверяем правильность расположения сил в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков валов получены после эскизной компоновки редуктора .

Тихоходный вал Силы в зацеплении Ft= 5018,6 H

Fr= 1916,02H

Fa= 1771,41 H

Расчётные расстояния: l₁=0,043 м, l₂=0,084 м; d=0.172м Рассмотрим горизонтальную плоскость ZOX.

Определим опорные реакции:

Построим эпюры изгибающих моментов:

H

Рассмотрим вертикальную плоскость ZOY.

Определим опорные реакции:

Построим эпюры изгибающих моментов

H

Вычислим суммарные изгибающие моменты

;

Рисунок 8 — Схема нагружения выходного вала

7. проверочный расчёт подшипников качения выходного вала по динамической грузоподъёмности Исходные данные: n₃ = 64,06 мин^-1; d = d_п3 = 45 мм.

Подшипники работают при возможных кратковременных перегрузках до 150% номинальной нагрузки, поэтому К_б = 1,4.

Ожидаемая температура работы t_раб = 80? С, поэтому .

Требуемый ресурс работы подшипников 30 000 часов.

Осевая эквивалентная нагрузка =1771,41 Н.

Радиальные нагрузки:

В опоре, А суммарная реакция Н, равна В опоре В суммарная реакция, H, равна Используемые подшипники: Шариковые радиально-упорные однорядные подшипники 36 209 ГОСТ 831–75:

Динамическая грузоподъемность Сr = 32 300 Н;

Статическая грузоподъемность С_0r = 25 600 Н;

X=0,45;

Y=1,34;

е = 0,41;

в = 12?;

V=1.

Выбранный подшипник 36 209 проверим на долговечность по наиболее нагруженной опоре.

Долговечность выбранного радиально-упорного шарикоподшипника L_h, ч, определим по формуле :

Р — эквивалентная динамическая нагрузка, Н, которая определяется по зависимости

Определяем отношение:

поэтому окончательно принимаем X = 0,45; Y = 1,34;

Определяем расчетный ресурс работы подшипников.

часа>[L]=30 000 часа Расчетная долговечность подшипника показала долговечность подшипника, по сравнению со сроком службы редуктора.

8. Проверочный расчет выходного вала редуктора на усталостную прочность в опасном сечении Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала где S и [S] - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности; [s]=2,5.

Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты.

В рассматриваемом примере таким сечением является сечение под колесом.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен:

где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:

где —пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа.

Материал вала — сталь 45:,. Тогда пределы выносливости материала вала:

— эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении. Для рассматриваемого вала определим соотношение размеров: t/r=3/1=3; r/d=1/600,02.

Учитывая, что для материала вала, определим коэффициенты интерполированием:

— амплитуды циклов напряжений, МПа;

— средние значения циклов напряжений, МПа;

— коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

Hапряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда и среднее значение цикла равны.

где — максимальный изгибающий момент, в опасном сечении вала;

W — момент сопротивления сечения, мм³, который для круглого сечения равен:

где dдиаметр вала в опасном сечении.

Определим амплитуду цикла

по нулевому циклу, поэтому амплитуда, МПа, и среднее значение цикла, МПа, равны

где Т_i — крутящий момент в опасном сечении вала, Н· мм; Т₃=425 836,63 Н· мм

W_p— полярный момент сопротивления сечения, мм³, который равен:

где dдиаметр вала, мм, в опасном сечении вала.

Определим напряжения кручения Коэффициенты :

Для рассматриваемого вала коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны:

Расчетный коэффициент запаса прочности равен

Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого, значит вал работоспособен.

9. Проверочный расчет промежуточного вала редуктора на статическую прочность в опасном сечении при действии пиковой нагрузки Согласуя эпюры крутящего и изгибающего моментов на выходном валу и диаметры участков этого вала, за опасное сечение принимаем сечение под колесом.

9.1 Расчет коэффициента запаса прочности по пределу текучести

Коэффициент перегрузки:

К_П = 2 — коэффициент перегрузки, задан техническим заданием.

Определение нормальных у и касательных ф напряжений в рассматриваемом сечении вала при действии пиковой нагрузки:

;

где — суммарный изгибающий момент, Н? мм; - крутящий момент, Н? мм; - осевая сила, Н; W и W_K — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³; А — площадь поперечного сечения, мм².

Определяют частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

;

где , — пределы текучести.

Определяют общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

.

Условие прочности выполнено, поэтому вал пригоден.

10. Проверочный расчет шпоночных соединений Рисунок 9 — Эскиз шпоночного соединения

10.1 Расчет шпонки на смятие на первом входном валу

Исходные данные:

— вращающий момент на первом валу.

— диаметр вала.

l_р1 = 22мм — рабочая длина шпонки

— рабочая высота шпонки.

Расчет напряжений смятия Допускаемые напряжения

Напряжения смятия в пределах допускаемых.

9.2 Расчет шпонки на смятие на третьем выходном валу Исходные данные:

— вращающий момент на втором валу.

— диаметр вала.

l_р3 = 53 мм — рабочая длина шпонки

— рабочая высота шпонки.

Расчет напряжений смятия.

Допускаемые напряжения

Напряжения смятия в пределах допускаемых.

Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода Для основных видов сопряжения выбирают следующие виды посадок:

а) упругие муфты: Н7/k6;

б) зубчатые колеса: H7/s6;

в) наружные кольца подшипников качения на валы H7/10;

г) внутренние кольца подшипников качения на валы L0/k6

11. Выбор сорта масла Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Смазку зубчатого зацепления осуществляют картерным способом-окунанием зубчатых колес в масляную ванну.

Кинематическая вязкость масла ₄₀=50

Этой вязкости соответствует масло И-Г-А-68 ГОСТ 1013–76.

12. Перечень использованных стандартов Стандартизация — установление обязательных норм, называемых стандартами, которым должны соответствовать определенные виды или отдельные параметры продукции.

Назначение стандартизации — максимальное упрощение и удешевление производства путем использования наиболее целесообразных видов изделий их исполнения, конструирования форм, размеров технических и качественных характеристик и показателей.

Стандартизация деталей машин упрощает и ускоряет проектирование новых машин, снижает трудоемкость изготовления деталей и себестоимость продукции, уменьшает расход материалов и запасных частей, облегчает и ускоряет ремонт машин. В процессе проектирования были использованы следующие стандарты ГОСТ 7796–70 болты с шестигранной головкой ГОСТ 8789–68 шпонки призматические ГОСТ 8338–75 подшипники ГОСТ 1013–76 масло ГОСТ 5917–70 гайки шестигранные ГОСТ 8752–79 манжеты резиновые армированные ГОСТ 6402–70 шайбы пружинные ГОСТ 3128–70 штифты цилиндрические ГОСТ 19 523–81 Электродвигатели

1. А. В. Пунтус «Анализ схемы, силовой и кинематический расчет привода» — Методические указания к выполнению проекта по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей 130 503, 140 401, 140 504, 151 001, 151 002, 190 601, 190 603, 190 603А, 260 601 дневной и заочной форм обучения.: Краснодар 2009. с. 20.

2. А. В. Пунтус «Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач» — Методические указания к выполнению проекта по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов механических специальностей дневной и заочной форм обучения: Краснодар 2002. с.43с ил.

3. А. В. Пунтус «Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи" — Методические указания к выполнению проекта по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов механических специальностей дневной и заочной форм обучения.: Краснодар 2002. с.17с ил.

4. Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие / Б. А. Байков, А. В. Клыпин, И. К. Ганулич и др.; Под ред. О. А. Ряховского. -М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 2005. -384 с.

5. Проектирование механических передач / С. А. Чернявский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцев и др. — М.: Машиностроение, 1984. — 558 с.

6. Дунаев П. Ф, Леликов. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов.- 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 447 с., ил.