kursovik (708770), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

5 Предварительный расчёт и конструирование валов

Условие прочности валов:

, (5.1)

где - допустимое напряжение =15...30 Мпа (Н/мм²).

, (5.2)

, (5.3)

где d – диаметр вала, мм;

Т – крутящий момент на валу, .

5.1 Расчёт и проектирование второго вала привода

, (5.4)

где d_II – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

мм.

Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8.

Для обеспечения передачи крутящего момента с вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнсить условие:

мм, (5.5)

где - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

- диаметр вала выбранного электродвигателя;

мм.

Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена ( ), принимаем d_II = 30 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником:

мм, (5.6)

мм.

Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

мм, (5.7)

где - диаметр буртика;

мм.

Принимаем мм.

5.2 Расчёт и проектирование третьего вала

Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

мм;

Принимаем d_III = 34 мм;

, (5.8)

поэтому принимаем = 35 мм.

мм, (5.9)

где - диаметр вала под колесом.

мм,

принимаем = 38 мм.

мм; (5.10)

мм,

принимаем = 42 мм.

5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода

Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

мм;

учитывая, что , принимаем = 55 мм.

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

,

принимаем мм.

6 Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов

Смазывание зецеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.

Сорт масла назначаем по таблице 8.8 [1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:

при Н/мм² и м/с,

рекомендуемая вязкость масла по таблице 8.8 из [1, стр. 164] равна 118 сСт. По таблице 8.10 [1, стр. 165] принимаем индустрриальное масло И – 100А по ГОСТ 20799-75.

В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину, равную мм; тихоходное колесо погружают на глубину на глубину не менее мм.

Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя.

Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Для выбора смазки подшипников служит критерий мм об/мин применяется пластичная смазка [1,стр.131],которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке.

По [1,стр.131] принимаем универсальную средне-плавкую смазку марки

УС-1 по ГОСТ 1033-73.

7 Конструктивные размеры шестерни и колеса

7.1 Быстроходная ступень

Шестерня мм;

мм;

мм;

=35 мм.

Колесо мм;

мм;

мм;

мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

()

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем мм.

Толщина диска:

мм.

7.2 Тихоходная ступень

Шестерня мм;

мм;

мм;

=68 мм.

Колесо мм;

мм;

мм;

мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

мм,

принимаем мм.

мм,

принимаем мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем мм.

Толщина диска:

мм.

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

корпуса мм;

крышки .

Принимаем мм.

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

мм;

мм,

принимаем мм.

Диаметры болтов:

фундаментных мм,

принимаем болты с резьбой М20;

у подшипников мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих корпус с крышкой мм,

принимаем болты с резьбой М12.

9 Составление расчётной схемы привода

Рис. 9.1

Определим силы, действующие в зацеплении (рис.9.1):

быстроходной ступени 1) окружная Н;

2) радиальная Н;

3) осевая Н;

тихоходной ступени 1) окружная Н;

2) радиальная Н;

3) осевая Н;

9.1 Вал ЕF (IV)

Рис. 9.2

Окружная сила

радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10,26°):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки Е:

Проверка:

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки F:

Проверка:

9.2 Вал СD (III)

Окружная сила

радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10,26°):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки D:

Рис.9.3

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки C:

9.3 Вал AB (II)

Рис. 9.4

Окружная сила

радиальная сила колеса (α=20°):

осевая сила (β=10°26’):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки A:

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки B:

10 Расчет долговечности подшипников

Расчетную долговечность L_h в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Р_эк.

где L_h – расчетный срок службы подшипника, ч;

n – частота вращения внутреннего кольца;

C – динамическая грузоподъемность;

P_экв – эквивалентная нагрузка,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;

F_r – радиальная нагрузка, Н;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Н;

F_a – осевая нагрузка, Н;

К_t – температурный коэффициент, принимаемый в соответствии с рекомендациями [5, стр 118] К_t = 1;

K_σ – коэффициент безопасности; принимаем K_σ = 1,3.

Вал IV:

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,22;

Х = 0,56;

Y = 1,99.

Тогда осевые составляющие реакции:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Тогда долговечность подшипников на валу IV:

Вал III:

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,29;

Х = 0,45;

Y = 1,84.

Тогда осевые составляющие реакции:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников на валу III:

Вал II:

Опора В (радиальный подшипник серии 207):

Опора А (радиальный подшипник серии 207):

е = 0,319;

Х = 0,4;

Y = 1,881.

Осевая составляющая:

Суммарная осевая нагрузка:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипников опоры А валу II:

В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора.

10 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:

, (10.1)

где T_раб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ; , где .

Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1,8.

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

b, h – размеры сечения шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

- допускаемое напряжение смятия.

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.

Ведущий вал: мм; ; t₁ = 5,0 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 64 мм); момент на ведущем валу ;

МПа <

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).

Промежуточный вал:

мм; ; t₁ = 5,0 мм; длина шпонки под колесом l = 33 мм; момент на промежуточном валу ;

МПа < .

Ведомый вал:

проверяем шпонку под колесом: мм; ; t₁ = 5,5 мм; длина шпонки l = 53 мм; момент на промежуточном валу ;

МПа < .

Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм; ; t₁ = 5,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на промежуточном валу ;

МПа > , учитывая, что материал полумуфты МУВП – чугун марки СЧ 20.

Для предотвращения смятия шпонки на выходном участке вала установим вторую шпонку под углом 180⁰. Тогда

МПа < .

Характеристики

Список файлов реферата