Проектирование машинного агрегата

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

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 L_г, 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

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 5 лет — срок службы привода;

К_Г — коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 — число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов — продолжительность смены

L_c = 2 — число смен

К_с = 1 — коэффициент сменного использования.

L_h = 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

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

Определение требуемой мощности

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Тщ

где щ — угловая скорость колонны

₃ = nр/30 = 65р/30 = 6,81 рад/с

Р_рм = Тщ = 0,18· 6,81 = 1,23 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_з.пз_пк²з_о.пз_пс,

где з_м = 0,98 — КПД муфты [1c.40],

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

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

з_пк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 — КПД пары подшипников скольжения.

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

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/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

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

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

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 = n_дв = 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 = P_тр = 1,34 кВт

P₂ = P_трз_о.пз_пк = 1,34· 0,98·0,995 = 1,31 кВт

P₃ = P₂з_з.пз_пк = 1,31· 0,97·0,995 = 1,26 кВт

P_рв = P₃з_мз_пс = 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

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:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения: [у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL — коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1· 10⁷ [1c.55],

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

Так как N > N_H0, то К_HL = 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 = K_FL[у]_F0,

где K_FL — коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4· 10⁶, то К_FL = 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

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

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

ш_ba = 0,315 — коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 — для прирабатывающихся колес.

а_w = 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] а_w = 140 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 — для косозубых колес,

d₂ — делительный диаметр колеса,

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

b₂ — ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 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:

z_c = 2a_wcosв/m

в = 10° - угол наклона зубьев

z_c = 2· 140cos10°/2,0 = 138

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-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 = z_cm/2a_W = 1382/2140 = 0,9857 = 9,70°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (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

d_a1 = d₁+2m = 46,67+2· 2,0 = 50,67 мм

d_a2 = 233,33+2· 2,0 = 237,33 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ — 2,4m = 46,67 — 2,5· 2,0 = 41,67 мм

d_f2 = 233,33 — 2,5· 2,0 = 228,33 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 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

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

— радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 1650tg20є/0,9857= 610 H

— осевая сила:

F_a = F_ttg = 1650tg 9,70° = 282 Н.

Расчетное контактное напряжение

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

К_Нб = 1,06 — для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 — для прирабатывающихся зубьев,

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

у_H = 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

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 — коэффициент формы зуба,

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

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

K_Fв = 1 — для прирабатывающихся зубьев

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

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 23 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 23/0,9857³ = 24 > Y_F1 = 3,92,

при z₂ =115 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =115/0,9857³ = 120 > Y_F2 = 3,61.

у_F2 = 3,61· 0,931·1650·0,91·1,0·1,05/2,0·44 = 60 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 60· 3,92/3,61 = 65 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < 1,05[у_H] и у_F < [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 d_1min =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

F_t = Р/v = 1,34•10³/3,7 =362 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 — спокойная нагрузка

C_б = 0,93 — при б₁ = 156є

C_l = 1,0 — коэффициент влияния длины ремня

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

[Р] = Р₀C_pC_бС_lC_z

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 /ZVC_pC_б =

= 850•1,34/2•3,7•0,93•1,0 =166 H

Сила действующая на вал

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

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 10 Н/мм²

у₁ — напряжение растяжения

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

А = 81 мм²— площадь сечения ремня

у_и — напряжение изгиба

у_и = E_иh/d₁ = 80•8,0/100 = 6,4 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² — модуль упругости

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

с = 1300 кг/м³ — плотность ремня

у_max = 3,17+6,4+0,02 = 9,59 Н/мм²

условие у_max < [у]_p выполняется

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Окружная F_t = 1650 Н Радиальная F_r = 610 H

Осевая F_a = 282 H

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

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125· Т₃^½ = 125· 185,0^½ = 1700 Н Рис. 1 — Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов редуктора

Материал быстроходного вала — сталь 45,

термообработка — улучшение: у_в = 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.

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

m_A = 59F_t1-139B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 1650· 59/139 = 700 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 80F_t1-139А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 1650· 80/139 = 950 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 950· 59 = 56,1 Н· м

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

m_A = 59F_r +139B_Y — F_a1d₁/2 — 77F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

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

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 216F_в -139А_Y + 80F_r + F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

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

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 648· 77 = 49,9 Н· м

M_Y = 648· 136 — 1405· 59 = 5,2 Н· м

M_Y = 147· 80 = 11,8 Н· м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (950² +1405²)^0,5 =1696 H

B= (B_Х² + B_Y²)^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

m_С = 60F_t — 240F_м +120D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

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

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 60F_t + 120F_м -120C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

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

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =2525· 60 =151,5 Н· м

M_X2 =1700· 120 =204,0 Н· м

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

m_С = 60F_r + F_ad₂/2 -120D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

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

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 60F_r — F_ad₂/2 — 120C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (60•610 — 282· 233.33/2)/120 = 31 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 31· 60 = 1,9 Н· м

M_Y2 = 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 = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х — коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

F_r — радиальная нагрузка;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5 — коэффициент безопасности;

К_Т = 1 — температурный коэффициент.

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

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/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 С_тр = Р (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 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 F_a/C_o = 282/19,810³ = 0,014 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D

Отношение F_a/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 С_тр = Р (573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 — для шариковых подшипников С_тр = 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:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55· 60 = 93 мм.

Длина ступицы:

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

= 0,025а_т + 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 = 0,036a_т + 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 d_e1 = 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 = d_дв = 28 мм

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

принимаем d_ст = 45 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 60 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 224 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 224 + 2•3,3 = 230,6 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 30 мм

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

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы l_ст = 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

Т_р = 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 у_в=382 МПа =28· 10^-6 м²/с

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.

у_см = 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.

у_см = 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.

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

Во всех случаях условие у_см < [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 0,43_В = 0,43 780 = 335 МПа;

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

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 49,9 Н· м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2· 4,21·10³ = 8,42· 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 49,9· 10³/4,21·10³ =11,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 38,5· 10³/2·8,42·10³ = 2,3 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5· 11,9 = 8,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,50· 2,3 + 0,1· 2,3) = 32,6

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + 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 М_и = 204,0 Н· м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р50³/32 = 12,3· 10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2· 12,3·10³ =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 204,0· 10³/12,3·10³ = 16,6 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =185,0· 10³/2·24,6·10³ = 3,8 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 4,0; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6· 4,0 + 0,4 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/4,0· 16,6 = 5,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,80· 3,8 + 0,1· 3,8) =17,7

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + 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.

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.