125886 (690739), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

t_Z = t = 100 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2,9238;

в мм: d_д = d_t · t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t(K + K_Z – 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 – 0,31 / 8) = 341 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д – (D_Ц + 0,175 ) = 292,4 – (12,5 + 0,175 ) = 276,91 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(D_Ц – 0,05t) = 0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º

Ширина зуба звездочки:

b_fmax = 0,9b₃ – 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;

b_fmin = 0,87b₃ – 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;

b_f = 15,465 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 b_f = 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.

Диаметр венца:

D_C = tK_Z – 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.

Окружная сила на звездочке: F_t = 2,6 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:

F_r = 1,15F_t = 1,15 · 2,6 = 3 кН.

1. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d_пр = = = 41,8 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку – Ø60 мм.

Усилие от муфты:

F_M = 250 = 250 = 4828 H

F_t = 2600 H, F_r = 3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Lx(s + t) – F_ts = 0; R_Lx = F_ts / (s + t) = 2600 · 0,2 / 0,4 = 1300 H

R_Kx = F_t – R_Lx = 2600 – 1300 = 1300 H

M_y = R_Kxs = 1300 · 0,2 = 260 H · м

R_Ly = F_rs / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H

R_Ky = F_r – R_Ly = 3000 – 1500 = 1500 H

M_x = R_Kys = 1500 · 0,2 = 300 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(s + t + p) – R_LFм(s + t) = 0;

R_LFм = F_M(s + t + p) / (s + t) = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H

R_KFм = R_LFм - F_M = 6035 – 4828 = 1207 H

R_L = = = 1985 H

R_K = = = 1985 H

Для расчета подшипников:

R_L' = R_L + R_LFм = 1985 + 6035 = 8020 H

R_K' = R_K + R_KFм = 1985 + 1207 = 3192 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_LFм / 0,1d₄³ = 482,8 · 10³ / 0,1 · 50³ = 38,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = М_вых / 2 · 0,2d₄³ = 373 · 10³ / 0,4 · 50³ = 7,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 38,6 = 2,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 7,5 = 12,1

S = S_σ S_τ / = 2,5 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С₀ = 19,8 кН, d×D×B = 50×90×20

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r1 + YP_a1)K_бK_T,

в которой радиальная нагрузка P_r1 = 8020 H; осевая нагрузка P_a1 = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K_б = 1,3; К_Т = 1 [3].

Р_э = 1,3·8020 = 10426 H < C = 35100 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/P_э)³ = (35100/10426)³ = 156 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = L·10⁶/60n = 156·10⁶/60·99,9 = 26038 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

13. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [4]:

V₁ = 2,97 м/с – V_40° = 27 мм²/с

V₂ = 1,3 м/с – V_40° = 34 мм²/с

V_40°ср = 31 мм²/с

По [4] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2М / d(l – b)(h – t₁) < [σ]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 55,7 · 10³ / 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа < [σ]_см

Промежуточный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 130,4 · 10³ / 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]_см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t₁ = 7 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ]_см

Приводной вал Ø60 мм, шпонка 16 × 10 × 45, t₁ = 6 мм.

σ_см = 2 · 373 · 10³ / 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа < [σ]_см

15. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [4].

Диаметр конца вала: Ø30 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 125-30-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.

В нашем случае: Т₁ = 55,7 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.

Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.

При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:

Муфта 500-42-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 500 Н · м, D × L = 170 × 226.

В нашем случае: Т₃ = 373 Н · м

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]

Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:

М_ном = 373 Н · м

Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:

М = 1,25М_ном = 1,25 · 373 = 466,3 Н · м

Радиус расположения поверхности среза:

R = 21 мм

Материал предохранительного штифта:

Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σ_в = 490 МПа

Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетный предел прочности на срез штифта:

τ_ср = К · σ_в = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметр предохранительного штифта:

d = = = 0,0092 м, d = 9,2 мм

Предельный вращающий момент (проверочный расчет):

М = πd²r τ_ср /4 = 3,14 · 0,0092² · 0,021 · 333,2 · 10⁶ / 4 = 465 Н · м

16. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.

Характеристики

Список файлов курсовой работы