Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи инженера-конструктора.

В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.

Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты.

Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.

Дано:

1. Окружная сила на барабане привода ленточного конвейера:

F_раб = 7.5 кН

2. Скорость движения ленты:

V_раб = 0,5 м/с

3. Диаметр барабана:

D _б = 300 мм

4. Длина барабана:

В _б = 500 мм Срок службы 5 лет К_г = 0,7, К_с = 0,5

График загрузки:

1. Потребляемая мощность привода.

Р_вых = F_раб V_раб = 7,5 кН 0,5 м/с =3,75 кВт

2. Общий КПД привода:

_о =_{рем ред в}= 0,95 0,96² 0.99=0,86

Принимаем _рем = 0,95; _ред=0,96; _в=0.99

3. Потребная мощность электродвигателя:

Принимаем Р_э.потр. = 4 кВт

4. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]): двигатель 4А112МВ6У3

Р = 4 кВт;

n_с = 1000 об/мин;

S = 5,1%

5. Определение частоты вращения барабана транспортера:

6. Определение и разбивка общего передаточного отношения:

И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458

И_рем. = 2

И_ред. = И / И_рем = 30,458 / 2 = 15,23; И_т=3,15; И_б=5,6

7. Определение частоты вращения валов привода: n₁ = 970 об/мин

8. Определение крутящих моментов:

редуктор вал подшипник прокладка

9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:

10. Время работы:

t = L 365 К_г 24 К_с = 5 365 0,7 24 0,5 = 15 330 ч.

11. Расчет клиноременной передачи:

По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7.

Р_тр = 4 кВт

n₁ = 970 об/мин

n₂ = 485 об/мин Т₁ = 40 Н м Т₂ = 79 Н м

1) Вращающий момент:

2) Диаметр меньшего шкива:

Примем d₁ = 125 мм. (по ГОСТ 17 383–73)

3) Диаметр большего шкива:

d₂ = d₁ И_рем (1-) = 125 2 (1−0,01)= 247.5 мм Примем d₂ = 250 мм. (по ГОСТ 17 383–73)

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min = 0,55 (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 (125 + 250) + 8 = 214,25 мм, а _max = d₁ + d₂ = 125 + 250 = 375 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 1400 мм.

7) Уточняем межосевое расстояние:

где

w = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 3,14 (125 + 250) = 588,75 мм у = (d₂ — d₁)² = (250 -125)² = 15 625 мм²

Принимаем, а = 400 мм.

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р — коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z— коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С — коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

где — коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра.

d₁=250 мм, d₂= d₁И_рем(1-)=495, по ГОСТ 17 383–73 d₂=500 мм.

Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:

т. е. составляет Н= 282 64=18 048

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min = 0,55 (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 (250 + 500) + 8 = 420,5 мм, а _max = d₁ + d₂ = 250 + 500 = 750 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 2500 мм

7) Уточняем межосевое расстояние:

где

w = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 3,14 (250 + 500) = 1177,5 мм у = (d₂ — d₁)² = (500 -250)² = 62 500 мм²

Принимаем, а = 650 мм

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р — коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z— коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С — коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

где — коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Приняли 4 ремня.

Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1−80, шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V 30 м/с (V = 9м/c).

D_наруж. = d_p + 2 h₀

Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.

Параметры шкивов (стр. 286, [3]):

d_p = 250 d_p = 500

l_p = 11,0 l_p = 11,0

h₀ = 3,3 h₀ = 3,3

h = 8,7 h = 8,7

е = 15, е = 15,0

f = 10, f = 10,0

= 38 = 38

r = 1 мм r = 1 мм Ширина шкива (стр. 287, [3]):

В_ш = (z — 1) e + 2 f = 3 15 + 2 10,0 = 65 мм Толщина обода:

_чуг. = (1,1…1,3) h = 9,57 11,31 10 мм Толщина диска:

С = (1,2…1,3) = 9,6 10,4 = 10 мм Диаметр ступицы: d_ст. = (1,8…2) d,

где d — диаметр вала.

d_ст.1 = 2 28 = 56 мм

d_ст.2 = 2 32 = 64 мм Длина ступицы: l_ст. = (1,5…2) _* d,

l_ст.1 = (1,5…2) d = 42…112 мм примем l_ст.1 = 110 мм

l_ст.2 = (1,5…2) d = 96…128 мм примем l_ст.1 = 110 мм Число спиц для шкивов с D 350 мм принимаем z = 4

Ширина спицы

где Т — передаваемый шкивом крутящий момент:

[]_F = 30 Н/мм² — для чугунных шкивов Толщина спицы, а = (0,4…0,5) h = 14,8…18,5 мм, примем, а = 4 мм Для эллиптического сечения а₁ = 0,8 а = 0,8 4 = 3,6

h₁ = 0,8 h = 0,8 8,7 = 6,96

Меньший шкив примем:

Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20 894– — 75

l = 90 L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 256,6 мм Большой шкив примем:

Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20 897– — 75

l = 90 L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 566,6 мм

12. Расчет на контактную выносливость.

Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость

Рекомендуемые сочетания твердостей зубьев

Шестерня зубчатое колесо

Hb 320 hb 250

Hrc 46 hb 290

Hrc 62 hrc 45

645.4 545 288 085 938

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

518.1 818 237 304 688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

523.6 363 525 390 625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа

818.9 077 758 789 062

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

590.9 091 186 523 438

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

634.4 176 025 390 625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа

1385.371 948 242 188

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

973.8 224 487 304 688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

1061.637 451 171 875

Тихоходная ступень редуктора

1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа

Межосевое расстояние a= 250 мм

Модуль нормальный mn= 4 мм

Число зубьев шестерни z1= 29

Число зубьев колеса z2= 93

Делительный диаметр шестерни d1= 118.8 524 551 391 602 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 126.8 524 551 391 602 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1 475 219 726 562 мм

Диаметр выступов колеса da2= 389.1 475 219 726 562 мм

Ширина венца шестерни b1= 84.75 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mм

Угол наклона зубьев b3= .2 195 295 393 466 949 рад

Коэффициент смещения исходного контура x= 0

Окружная сила в зацеплении ft= 7267.84 228 515 625 h

Распорная сила в зацеплении fr= 2645.49 462 890 625 h

Осевая сила в зацеплении fa= 1621.640 869 140 625 h

2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа

Межосевое расстояние a= 200 мм

Модуль нормальный mn= 3.150 000 095 367 432 мм

Число зубьев шестерни z1= 30

Число зубьев колеса z2= 94

Делительный диаметр шестерни d1= 96.77 419 281 005 859 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 103.741 958 618 164 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2 257 995 605 469 мм

Диаметр выступов колеса da2= 309.5 257 873 535 156 мм

Ширина венца шестерни b1= 69 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mм

Угол наклона зубьев b3= 2 172 214 984 893 799 рад

Коэффициент смещения исходного контура x= 0

Окружная сила в зацеплении ft = 9135.5 029 296 875 h

Распорная сила в зацеплении f r= 3325.322 998 046 875 h

Осевая сила в зацеплении fa = 2016.240 112 304 688 h

3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПа

Межосевое расстояние a = 140 мм

Модуль нормальный mn = 2.5 мм

Число зубьев шестерни z1= 27

Число зубьев колеса z2= 83

Делительный диаметр шестерни d1= 68.72 727 203 369 141 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 73.72 727 203 369 141 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2 727 203 369 141 мм

Диаметр выступов колеса da2= 216.2 727 203 369 141 мм

Ширина венца шестерни b1= 50.9 999 847 412 109 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.9 999 847 412 109 mм

Угол наклона зубьев b3= .1 892 645 508 050 919 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = 0

Окружная сила в зацеплении ft = 13 111.583984375 h

Распорная сила в зацеплении fr = 4772.61 669 921 875 h

Осевая сила в зацеплении fa = 2511.61 962 890 625 h

Быстроходная ступень

1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа

Межосевое расстояние a = 180 мм

Модуль нормальный mn = 3.150 000 095 367 432 мм

Число зубьев шестерни z1 = 17

Число зубьев колеса z2= 95

Делительный диаметр шестерни d1= 54.64 285 659 790 039 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 60.94 285 583 496 094 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3 571 472 167 969 мм

Диаметр выступов колеса da2= 311.6 571 350 097 656 мм

Ширина венца шестерни b1= 62.70 000 076 293 945 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70 000 076 293 945 мм

Угол наклона зубьев b3= .2 003 347 426 652 908 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = 0

Окружная сила в зацеплении ft = 2888.81 396 484 375 h

Распорная сила в зацеплении fr = 1051.5 283 203 125 h

Осевая сила в зацеплении fa = 586.598 388 671 875 h

2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа

Межосевое расстояние a = 140 мм

Модуль нормальный mn = 2.5 мм

Число зубьев шестерни z1= 17

Число зубьев колеса z2= 93

Делительный диаметр шестерни d1= 43.27 272 796 630 859 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 48.27 272 796 630 859 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7 272 644 042 969 мм

Диаметр выступов колеса da2= 241.7 272 644 042 969 мм

Ширина венца шестерни b1= 50.9 999 847 412 109 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.9 999 847 412 109 мм

Угол наклона зубьев b3= .1 892 645 508 050 919 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = 0

Окружная сила в зацеплении ft = 3726.3 134 765 625 h

Распорная сила в зацеплении fr = 1356.378 051 757 812 h

Осевая сила в зацеплении fa = 713.8 025 512 695 312 h

3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПа

Межосевое расстояние a = 100 мм

Модуль нормальный mn = 2 мм

Число зубьев шестерни z1= 15

Число зубьев колеса z2= 83

Делительный диаметр шестерни d1= 30.61 224 365 234 375 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 35.8 283 233 642 578 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3 877 563 476 562 мм

Диаметр выступов колеса da2= 172.9 171 752 929 688 мм

Ширина венца шестерни b1= 37.5 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм

Угол наклона зубьев b3= .2 003 347 426 652 908 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = .1 176 470 592 617 989

Окружная сила в зацеплении ft = 5207.6 962 890 625 h

Распорная сила в зацеплении fr = 1895.601 440 429 688 h

Осевая сила в зацеплении fa = 1057.46 728 515 625 h

13. Диаметры валов (стр. 43 [3])

а) тихоходный вал

Принимаем 68 мм

Принимаем 78 мм

Принимаем 88 мм, d_в d_n

б) промежуточный вал

Принимаем 55 мм

Принимаем 45 мм

Принимаем 63 мм

Принимаем 55 мм, d_к d_n; d_БП d_к

в) быстроходный вал Принимаем 30 мм, d_п = 38 мм

Принимаем 42 мм.

14. Проектировочный расчет валов.

а) быстроходный вал

M_xA = -F_t1 в + х_B (в + с) = 0,

х_B = (F_t1 в) / (в + с) = (2794,69 215) / (215 + 77) = 2057,73Н

x_A — F_t1 + x_в = 0

х_А = F_t1 — x_в = 2794,69 — 2057,73 = 736,96 Н

М_А = (F_a1 d) / 2 = (535,34 0,048) / 2 = 12,85 Нм

M_yA = М_А — F_t1 в + У_в (в + с) — S_A = 0

где S_A = 456 Н

y_B = (F_r1 в — М_А + S_A) / (в + c)] =

= (1017,27 0,215 — 12,85 + 456) / 0,292 = 750,5 Н

У_А — F_r1 + У_в + S_A = 0

У_А = F_r1 — У_в — S_A = 1017,27 — 750,5 — 456 = -189,23 Н

I уч. 0 х₁ а

M_Ux1 = 0

M_Uy1 — S_А х₁ = 0

M_Ux1 = S x₁ = 456 0 = 0

456 0,247 = 112,63 Нм

II уч. 0 х₂ в

M_Ux2 — x_a x₂ = 0

M_Ux2 = x_a x₂ = 736,96 0 = 0

736,96 0,215 = 158,39 Нм

M_Uy2 — y_А x₂ — S_А (а + х₂) = 0

M_Uy2 = -189,23 0 + 456 (0,247 + 0) = 112,63 Нм

— 189,23 _* 0,215 + 456 _* (0,247 + 0,215) = 169,98Н_*м

III уч. 0 х₃ c

— M_Ux3 + x_B x₃ = 0

M_Ux3 = 2057,73 0 = 0

2057,73 0,077 = 158,45 Нм

— M_Uy3 + y_B x₃ = 0

M_Uy3 = 750,5 0 = 0

750,5 0,077 = 57,79 Нм

б) промежуточный вал.

M_xA = -х_B (а + в + с) — F_t2 (a + в) — F_t3 a = 0

х_B = - (F_t2 (a + в) + F_t3 a) / (а + в + с) = - (7604,2 0,219 + 2794,69 0,1) / 0,3 = - 6482,78 Н

х_А + F_t3 + F_t2 + х_в = 0

х_А = -F_t3 — F_t2 — х_в = -7604,2 — 2767,93 + 6482,78 = -3889,35 Н

М_А2 = (F_a2 d) / 2 = (535,34 0,241) / 2 = 64,5 Н_*м

М_А3 = (F_a3 d) / 2 = (1544,1 0,093) / 2 = 71,8 Н_*м

M_yA = М_А2 + М_А3 + y_B (а + в + c) — F_r3 a + F_r2 (а + в) = 0

y_B = (F_r3 a — F_r2 (а + в) — М₃ — М₂) / (а + в + c) = (1017,27 0,1 — 2767,93 0,219 — 64,5 — 71,8) / 0,3 = -640,75 Н

у_А — F_r3 + F_r2 + У_в = 0

у_А = F_r3 — F_r2 — У_в = 2767,93 — 1017,27 + 640,75 = 2391,41 Н

I уч. 0 х₁ а

M_Ux1 — x_a x₁ = 0

M_Ux1 = x_a x₁ =-3889,35 0 = 0

— 3889,35 0,1 = -388,94

M_Uy1 — y_A x₁ = 0

M_Uy1 = y_A x₁ = 2391,41 0 = 0

2391,41 0,1 = 239,14

II уч. 0 х₂ в

M_Ux2 — x_А (а x₂) — F_t3 x₂ = 0

M_Ux2 =-3889,35 (0,1 + 0) + 7604,2 0 = -388,94

— 3889,35 (0,1+ 0,119) +7604,2 0,119 =53,13

M_Uy2 — y_А (а x₂) + F_r3 х₂ + М₃ = 0

M_Uy2 = 2391,41 (0,1 + 0) — 2767,93 0 — 71,8 =167,34

2391,41 (0,1 + 0,119) — 2767,93 0,119 — 71,8 = 122,54

III уч. 0 х₃ c

— M_Ux3 + x_B x₃ = 0

M_Ux3 = -6482,78 0 = 0

— 6482,78 0,081 = -525,1

— M_Uy3 + y_B x₃ = 0

M_Uy3 =-640,75 0 = 0

— 640,75 0,081 = -51,9

3406,63 0,059 = 200,99

II уч. 0 х₂ в

M_Ux2 — x_А (а x₂) — F_t3 x₂ = 0

M_Ux2 = -8576,1 (0,059 + 0) + 11 041,94 0 = -505,99

— 8576,1 (0,059 + 0,0585) + 11 041,94 0,0585 = -361,74

M_Uy2 — y_А (а x₂) + F_r3 х₂ + М₃ = 0

M_Uy2 = 3406,63 (0,059 + 0) — 4019,26 0 — 118,19 = 82,8

3406,63 (0,059 + 0,0585) — 4019,26 0,0585 — 118,19 = 46,96

III уч. 0 х₃ c

— M_Ux3 + x_B x₃ = 0

M_Ux3 = -7307,8 0 = 0

— 7307,8 0,0495 = -361,74

— M_Uy3 + y_B x₃ = 0

M_Uy3 = -1149,84 0 = 0

— 1149,84 0,0495 = -56,9

в) тихоходный вал.

M_xA = х_B (а + в) — F_t4 a = 0

х_B = (F_t4 a) / (а + в) = (7604,2 0,11) / 0,33 = 2534,73 Н

х_А — F_t4 + х_в = 0

х_а = F_t4 — х_в =7604,2 — 2534,73 = 5069,47 Н

М_А4 = (F_A4 d) / 2 = (1544,1 0,2795) / 2 = 215,79 Н_*м

M_yA = y_B (а + в) + F_r4 а + М_А4 = 0

y_B = - (F_r4а + М_А4) / (а + в) = - (2767,93 0,11 +215,79) / 0,33 = -1576,55Н

y_A + F_r4 + у_в = 0

у_А = -F_r4 — у_в = -2767,93+1576,55 = -1191,38 Н

I уч. 0 х₁ а

M_Ux1 — x_a x₁ = 0

M_Ux1 = x_a x₁ = 5069,47 0 = 0

5069,47 0,11 = 557,64

M_Uy1 — y_A x₁ = 0

M_Uy1 = y_A x₁ = -1191,38 0 = 0

— 1191,38 0,11 = -131,05

II уч. 0 х₂ в

— M_Ux2 = x_в x₂ = 2534,73 0 = 0

2534,73 0,21 = 532,29

M_Uy2 = y_в x₂ = -1576,55 0 = 0

— 1576,55 0,21 = -331,09

15. Проверка валов на прочность.

а) быстроходный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

_в = 870 МПа _т = 640 МПа _-1 = 370 МПа = 0,1

= 380 МПа _-1 = 220 МПа = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax.

М_иmax = 232,34 Нм

— коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и — масштабные факторы:

=0,79 = 0,675 (табл. 11.6 [4])

К и К — коэф. концентрации:

К = 2, К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

_а = _m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W₀ = 18 760 мм³; W_p = 40 000 мм³;

в h 18 11 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

б) промежуточный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

_в = 870 МПа _т = 640 МПа _-1 = 370 МПа = 0,1

= 380 МПа _-1 = 220 МПа = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).

М_иmax = 534,43 Нм

— коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и — масштабные факторы:

=0,805 = 0,69 (табл. 11.6 [4])

К и К — коэф. концентрации:

К = 2, К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

_а = _m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W₀ = 14 510 мм³; W_p =30 800 мм³;

в h 16 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

в) тихоходный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 40Х.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

_в = 880 МПа _т = 740 МПа _-1 = 400 МПа = 0,1

= 440 МПа _-1 = 230 МПа = 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует М_иmax.

М_иmax = 626,86 Нм

— коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при R_z 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и — масштабные факторы:

=0,72 = 0,61 (табл. 11.6 [4])

К и К — коэф. концентрации:

К = 2, К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

_а = _m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W₀ = 64 698,75 мм³; W_p = 137 598,75 мм³;

в h 25 14 (шпонка),

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

16. Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные.

а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338– — 75.

б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338– — 75.

в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338– — 75.

17. Проверка выбора подшипников

а) подшипник 307

d =35 мм; D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; С_r = 33,2кН; С_0r = 18 кН

х_А = 736,96 Н; у_А = -189,23 Н;

х_в = 2057,73 Н; у_в = 750,5 Н.

F_A = 535,34 Н

n = 485 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V — коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V F_r1 + У F_a) К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 2185,72 + 1,71 535,34) 1 1,4 = 2995,21 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

где С — динамическая грузоподъемность,

Р — эквивалентная нагрузка,

р — показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V F_r1 + У F_a) К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 773,99 + 1,71 535,34) 1 1,4 = 1888,4 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. (вывод)

б) подшипник 309

d = 45 мм; D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 кН; С₀ = 30 кН

х_А = -3889,35 Н; у_А = 2391,41Н;

х_в = -6482,78 Н; у_в = -640,75 Н.

F_A = F_a3 — F_a2 = 1544,1 — 535,34 = 1008,76 Н

n = 86,61 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V — коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = F_r1 V К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 7559,99 1 1 1,4 = 10 583,986

Определим номинальную долговечность (ресурс):

где С — динамическая грузоподъемность,

Р — эквивалентная нагрузка,

р — показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = F_r1 V К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 2475,76 1,4 1 1 = 3466,06 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

в) подшипник 315

d = 75 мм; D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 кН; С₀ = 72,5 кН

х_А = 5069,47 Н; у_А = -1191,38 Н;

х_в = 2534,73Н; у_в = -1576,55 Н.

F_A = 1544,1Н

n = 27,6 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V — коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V F_r1 + У F_a) К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 5667,84 + 1,71 1544,1) 1,4 = 8140,16 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V F_r1 + У F_a) К_б К_т,

где К_т = 1 (т. к. t < 100)

К_б = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 1976,08 + 1,71 1544,1) 1,4 = 5245,82 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

18. Расчет муфты.

Т_р = Т_н К,

где Т_н — номинальный крутящий момент = 1385 Нм

К — коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода

К = 1,5…2

Т_р = 1385 1,5 = 2077,5Нм

Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).

Определяем число пар трения:

где

D_н — наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;

D_в — внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;

D_ср — средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;

[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;

f₀ — коэффициент трения покоя;

Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов:

[р] = 0,25 f₀ = 0,3

Сила сжатия пружины:

Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.

Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:

z — число пружин

Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:

Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3 мм при возрастании силы от до, определяем из подобия:

;

Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать при зазоре между витками

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389–75; из табл. 16,1 находим:

Задавшись индексом пружины и вычислив коэффициент:

находим диаметр проволоки:

Принимаем

Определяем осадку пружины под действием силы F:

где

z — число рабочих витков пружины = 3

G — модуль сдвига = 8 10⁴ МПа

Шаг пружины в свободном состоянии:

где s_p — зазор = 0,1 d = 1 мм

Полное число витков:

z₁ = z + 1,5 = 3 + 1,5 = 4,5 мм

Высота пружины при полном ее сжатии:

Н₃ = (z₁ — 0,5) d = (4,5 — 0,5) 10 = 40 мм

Высота пружины в сводном состоянии:

Н₀ = Н₃ + z (t — d) = 40 + 3 (21 — 10) = 73 мм

Длина заготовки проволоки для пружины:

.

19. Расчет болтов

Р_вых = Р_{эд 0} = 4 0,86 = 3,44 кВт

Определение нагрузки, действующей на болт:

F_n = F_ц sin45 = 131,8 sin45 = 85,59 Н

F_сд = F_ц cos45 = 131,8 cos45 = 100,22 Н

М_оп = Т_зв + F_сд 0,216 + F_сд 0,122 = 943,73 Н

Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:

где

z = 6 f = 0,18 i = 1

Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:

F_1max = F_1мом + F_a1

F_a1 — осевая сила, действующая на один болт:

F_1max = 15 867,6 + 4488,5 = 20 356,1 Н

F_з.нс = к F_1max (1 —) = 1,4 20 356,1 (1 — 0,2) = 22 798,8 Н

= 0,2

F_расч = 1,4 F_з.сд + F_1max = 1,4 27 436,23 + 20 356,1 0,2 = 42 481,9 Н

[_р] = 116 МПа

Выбираем d = 20 мм

1. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — М.: Высш. шк., 1988. — 416 с., ил.

2. В. С. Поляков, И. Д. Барбаш, О.А. Ряховский

3. Справочник по муфтам. Л., «Машинострое;

4. ние" (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с.

5. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — М.: Высш. шк. 1990. — 399 с., ил.

6. Чернавский С. А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. — М.: Машиностронение, 1984. — 560 с., ил.

7. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В. Н. Беляев, И. С. Богатырев, А. В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф.

8. Д. Н. Решетова. — 4-е изд., перераб. И доп. — М.: Машино;

9. строение, 1979. -367 с., ил.