Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

5. Ориентировочный расчёт валов.

5.1 Расчёт быстроходного вала 1

Рисунок 5.1 Эскиз входного вала 1

,

где Т - момент на быстроходном валу, Нм;

мм принимаем d = 25 мм; хвостовик конический (М161,25)

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 1,8мм ,

мм

Принимаем d_П = 30мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2 мм ,

мм

Принимаем d_БП = 35мм.

5.2 Расчёт промежуточного вала 2-3

Рисунок 5.2- Эскиз промежуточного вала 2-3

,

где Т₂₃ – момент на промежуточном валу;

Принимаем d_К = 35мм;

d_БК d_К + 3f,

где f – размер фаски колеса; f = 1,2 мм ,

d_БК 35 + 31,238,6мм

Принимаем d_БК = 40мм

Принимаем d_П = 35 мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2мм ,

мм

Принимаем d_БП = 40мм.

5.3 Расчёт выходного вала 4-5

Рисунок 5.3- Эскиз выходного вала 4-5

,

где Т₄₅ - момент на выходном валу;

мм

принимаем d = 60мм

хвостовик циллиндрический ,

,

где t_цил - высота заплечника, t_цил - 4,6

мм

принимаем d_П = 70мм.

, r = 3,5мм,

мм

принимаем d_БП = 80мм.

d_К = d_БП =80.

6. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Рисунок 6- Шпоночное соединение

Таблица 6.1

Шпоночное соединение

Проверим шпоночное соединение на промежуточном валу:

где, Т – крутящий момент на валу, Нмм²;

d – диаметр участка вала под шпонку, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

Предел прочности для стального колеса: [_см] = 80…100 МПа,

МПа,

МПа,

МПа

Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.

7. Выбор муфты

Рисунок 7-МУВП

Муфты МУВП стандартизарованы по ГОСТ 21424-93. Муфта выбирается из условия - максимального передаваемого момента. Т =35,58 - момент передаваемый муфтой, Н·м d =32 - диаметр вала электродвигателя, мм d = 25 - диаметр входного вала редуктора, мм Выбираем муфту МУВП-2

Основные параметры Номинальный крутящий момент:Тном =63 Н•м диаметр расточки под вал - наимньший: d=20 мм - наибольший :d = 38 мм d = 10 - диаметр пальца, мм lвт = 15 - длина упругого злемента, мм d =63 - диаметр окружности расположения пальцев, мм z =6 - число пальцев с = З - зазор между полумуфтами, мм

8. Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Рисунок 8.1 - Расчетная схема промежуточного вала

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F_t12 (l-c1) + F_t3 c2 + R_Х1 l =0;

тогда

Н

F_t3 (l-c2) - F_t12 c1 + R_Х2 l =0;

тогда

Н

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

F_r12 (l-c1) - F_a12 d2/2 + F_r34 c2 + F_a34 d3/2- R_У1 l =0;

тогда

F_r34 (l-c2) + F_a34 d3/2+ F_r12 c1 - F_a12 d2/2+ R_У2 l =0;

тогда

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Эпюра моментов Мх:

Точка А.

M_XА = R_Х1 С1

M_XА=

Точка В \M_XВ = Нм

Эпюра моментов Му:

Точка А

M_уА = -R_У1 С1

M_уА =

Точка В:

Мув=

Эпюра моментов Мкр:

Мк=Т

Мк=100,4 Н•м

Эпюра продольных сил:

Fa = Fa -Fa

Fa = 13122,99 H

Рисунок 8.2 Схема сил и эпюры моментов на проверяемом валу

9. Уточненный расчет вала 2-3

Рисунок 9 Эскиз вала и обозначение мест сечений

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S > [S].

Расчет производится по опасным сечениям А-А, Б-Б).

Материал вала ─ сталь 45.

Таблица 9.

Исходные данные для проверочного расчета

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_σ· S_τ/

S_σ=σ_-1D/ σ_а

S_τ=τ_-1D/( τ_а+ψ_τD· τ_а),

где σ_а и τ_а ─ амплитуды напряжений цикла;

ψ_τD ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

σ_а=10³·М/W; τ_а=10³·М _к/2W_к

М=

Определим моменты инерции:

W1=π·d³/32-b2·h2·(2d-h2)²/(16d)=3.14·35³/32-10·8(2·35 -8)²/(16·35) =

3660мм³

W_к=π·d³/16-b2·h2·(2d-h2)²/(16d)= 3.14·35³/16-10·8(2·35-8)²/(16·35) =

7869мм³

σ_а=10³ · 158,6 / 3660 = 43,3 МПа

τ_а=10³ · 100,4 / 2 · 7869 = 33,085 МПа

Пределы выносливости вала:

σ_-1D= σ_-1/К_σD; τ_-1D= τ_-1/К_τD,

где К_σD и К_τD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_σD=( К_σ/ К_dσ+1/ К_Fσ-1)/ К_V,

К_τD=( К_τ/ К_dτ+1/ К_Fτ-1)/ К_V,

где К_σ и К_τ ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dς и К_dτ ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного

сечения;

К_Fς и К_Fτ ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_σD=( 4,85+1/0,91-1)/ 1=4,95

К_τD=( 2,9+1/0,95-1)/ 1=2,95

σ_-1D= 410 / 4,95 =82,828МПа; τ_-1D= 230 /2,95 = 77,966 МПа

ψ_τD=ψ_τ/ К_τD

ψ_τD=0,1/ 2,95=0,034

S_σ= 129,29 / 43,3 = 2,98 S_τ= 77,9 / (6,3 + 0,034 6,3) = 11,8

S= 2,98 · 11,8/ =2,9 [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_σ· S_τ/

S_σ=σ_-1D/ σ_а

S_τ=τ_-1D/( τ_а+ψ_τD· τ_а),

σ_а=10³·М/W; τ_а=10³·М _к/2W_к

М=

Определим моменты инерции:

W=π·d³/32=3.14·63³/32=24548 мм³

W_к=π·d³/16=3.14·63³/16=49097 мм³

σ_а=10³ ·845,5 / 24548 = 34,4 МПа

τ_а=10³ · 100,4 / 2 ·49097 = 1,022 МПа

Пределы выносливости вала:

σ_-1D= σ_-1/К_σD; τ_-1D= τ_-1/К_τD,

где К_σD и К_τD - коэффициенты снижения предела выносливости.

К_σD=( К_σ/ К_dσ+1/ К_Fσ-1)/ К_V,

К_τD=( К_τ/ К_dτ+1/ К_Fτ-1)/ К_V,

К_σD=( 4,7+1/0,88-1)/ 1=4,84

К_τD=( 2,8+1/0,935-1)/ 1=2,87

σ_-1D= 410 / 4,84 =84,711 МПа; τ_-1D= 230 /2,84 = 80,986 МПа

ψ_τD=ψ_τ/ К_τD

ψ_τD=0,1/ 2,84=0,035

S_σ= 132,2 / 34,4 = 2,9 S_τ= 80,9 / (1,02 + 0,035 1,02) = 76,5

S= 2,9 · 76,5 / = 3,8 [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

10. Проверка подшипников

Условие годности подшипников

,

где L_h – расчетный ресурс (долговечность);

[L_h] – требуемый ресурс.

,

где t_Σ – суммарное время работы.

ч.

,

где a₁ – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (при вероятности безотказной работы P_t = 90%, a₁ = 1);

a₂₃ – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для шариковых подшипников a₂₃ = 0,7…0,8, принимается a₂₃ = 0,75);

C_r = базовая динамическая грузоподъемность подшипника ( для подшипника 208 C_r = 25,6 кН);

P_экв – эквивалентная динамическая нагрузка;

N₂₃ – частота вращения вала;

m = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.

Fa1 = 2.314-внешняя осевая сила, Н

Fr1 = Ke•R1 = 0.56•2259.8

Отношение

F_aА / (V Fr1) = 2,314 / 1 1265,499 = 0,001.

Тогда для опоры:

Х =0,56; Y = 0,44/е.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обоих подшипников:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1 , К_Т = 1

Н

Рисунок 10 Схема распределения сил

Таким образом, принимаем e = 0,065

>10161,6 = .

Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого.

11. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Расстояние между стенками корпуса и зубчатыми колесами:

а* = +3

где, L – главный габарит редуктора.

L = a_w12 + d_a2/2 + d_a4/2

L = 140 + 97,15 + 101 = 323,15 мм

а* = +3 = 9,86 Принимаем а* = 10

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм

где, Т – крутящий момент на выходном валу, Нмм;

мм Принимаем = 7мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

b = 1.5 = 1.5 7= 10.5 мм

Толщина ребер:

m = (0.85…1)

m= 1 7= 7 мм.

Диаметры болтов:

• Фундаментных:

d₁ = 0.036 a +12 = 0.036 125 + 12 = 16,5=>

принимаем фундаментальные болты с резьбой М18;

• Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d₂ = (0.7 - 0.75)d₁

d₂ = 0.75 18 = 13,5 мм;

принимаем болты с резьбой М14;

• Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0.5 – 0.6) d₁ =0,6 18 =10.8мм принимаем болты с резьбой М12.

12. Выбор смазки

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 Н/мм² и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-30А (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Допустимый уровень погружения колес в масляную ванну:

мм

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью смотрового окна.

13. Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

14. Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Заключение

1. Согласно заданию был разработан привод ленточного конвейера.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, шкива, крышек подшипников.

3. Были подобраны подходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи были рассчитаны по условиям контактной выносливости зубьев, проверены на статическую прочность.

4. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

5. Шпоночные соединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.

6. Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы

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

Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов: Машиностроение, 1988г.

3. Левитский И.Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.

Характеристики

Список файлов курсовой работы