Проект привода бетономешалки

Назначаем d к = 76 мм.

3.

2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность Плоскость YOZ (вертикальная). На выходном конце вала установлена коническая шестерня, учитываем усилия Fa1 = 1,6кН, Ft1 = 15кН, действующие на нее в вертикальной плоскости.

Определяем реакции в опорах

ΣМb = 0:

или

ΣF (Y) = 0:

Откуда кН.

Строим эпюру изгибающих моментов Мy.

Участок АC:

Мy = Ya · Z, где 0 < Z< a.

Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.

Точка С: Z=a, Мy=Ya · a=9,4 · 108 =1015,2Нм.

Участок CB:

Мy = Ya · (a+Z) — Fr2 · Z +Fa2 · d2 / 2, где 0 < Z< b.

Точка С: Z= 0, Мy = 1015,2 +1,3· 286,8 / 2 =1201,6Нм.

Точка B: Z=a, Ya · (a+b) — Fr2 · b + Fa2 · d2 / 2 = 9,4· (108 + 62) — 2,6· 62 +

+1,3· 286,8 / 2 = 1623,2Нм.

Участок BD:

Мy = Ft1 · Z + Fa1· d1 / 2, где 0 < Z< с.

Точка D: Z= 0, Мy = 1,6 · 154 / 2 =123,2Нм.

Точка B: Z=c, Мy= Ft1 · с + Fa1· d1 / 2 =15 · 100 + 1, 6 · 154 / 2 = 1623,2Нм.

Плоскость XOZ (горизонтальная).

На выходном конце вала установлена коническая шестерня, учитываем усилия, действующие на нее в горизонтальной плоскости.

Fr1 = 5,2кН.

Определяем реакции в опорах.

ΣМА=0: или Подставляя значения, получим

ΣFX = 0: или Строим эпюру изгибающих моментов М x.

Участок АC:

М x = Xa · Z, где 0 < Z < a;

Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.

Точка С: Z= a, М x = Xa · a = 5,6 · 108 = 604,8Нм.

Участок СB:

М x =Xa · (a+Z) — Ft2 · Z,

где 0 < Z < a;

Точка C: Z= 0, М x =604,8Нм.

Точка B: Z= b,

М x =5,6 · (108+62) — 7 · 62 =520Нм Участок ВD:

М x = Fr1 · Z, где 0 < Z < c;

Точка D: Z= 0, М x = 0Нм.

Точка B: Z= с, М x = Fr1 · с =5,2 · 100=520Нм Строим эпюру крутящего момента Тк.

Рисунок 3.3 — Расчетная схема и эпюры моментов вала Опасными являются сечения С и D (рис.

3.3).

Опасное сечение С — место посадки колеса.

Подставляя изгибающий момент Мх =604,8Нм, Мy =1201,6Нм и диаметр вала d =76мм в выражение (3.6) получим

МПа.

Подставляя крутящий момент Т= 994,8Нм и диаметр d =76мм в выражение (3.7) получим

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)

МПа.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения Е = 0,83 [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.

Коэффициент концентрации напряжений для посадки колеса на вал Кσ =1,46 [2].

Проверяем условие (3.10)

МПа

36,3 < 122 — условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.

Опасное сечение B — место посадки подшипника на вал.

Подставляя изгибающий момент Мх =520Нм, Мy =1623,2Нм и диаметр вала d =65мм в выражение (3.6) получим

МПа.

Подставляя крутящий момент Т= 994,8Нм и диаметр d =65мм в выражение (3.7) получим

МПа.

Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)

МПа.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения Е = 0,72 [2].

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.

Коэффициент концентрации напряжений для галтели Кσ =1,42 [2].

Проверяем условие (3.10)

МПа

69,4 < 109 — условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости [2, 3].

Усталостная прочность вала обеспечена.

4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

4.

1. Расчет подшипников быстроходного вала

4.

1.1 Выбор типа подшипников

Назначаем подшипник 308 ГОСТ 8338–75. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=40мм, D=90мм, В=23мм, Cr=41кН, Cor=22,4кН.

4.

1.2. Расчет подшипника

Расчет подшипников на долговечность производят по формуле

(4.1)

где Lhрасчетная долговечность подшипника, ч.;

n — частота вращения вала, об/мин;

Crдинамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Prэквивалентная нагрузка, кН;

Рпоказатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов: для шарикоподшипников p=3;

для роликоподшипников p=3,3;

а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;

[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 10 950 ч.

Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].

Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1 [1].

Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.

Pr = (X · V · Fr +Y · Fa) · Кδ · Кt, (4.2)

где Pr — радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;

Fa — осевая нагрузка, кН;

X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки [2,3];

Кδ - коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач, Кδ = 1,2 -1,5; принимаем Кδ = 1,2 [2,3];

Кt — температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С, принимаем Кt = 1,0 [2].

.

Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах, А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле

или, (4.3)

где X, Y — реакции в опорах, А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, кН.

Подставляя значения, получим кН, или кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Определяем коэффициенты X и Y. Находим относительную нагрузку, по таблице [2] находим коэффициент e = 0,2.

Находим отношение:

назначаем Х = 1; Y =0.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (1 · 1 · 2,5) · 1,2 · 1=3кН.

Рассчитываем подшипник на долговечность в опоре В, по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

4.2 Расчет подшипников промежуточного вала

4.

2.1 Выбор типа подшипников

Назначаем подшипник 7310А ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=110мм, В=27мм, Cr=117кН, Cor=902кН.

4.

2.2. Расчет подшипника

Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)

кН, или кН.

Осевые нагрузки:

Fa1 =1,3кН — осевая сила на шестерне, нагружает опору, А (рис. 3.2);

Fa2 =0,36кН — осевая сила на колесе, нагружает опору В (рис. 3.2);

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре А.

При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре А.

SA=0,83 · e · Rа, (4.4)

где е — коэффициент осевого нагружения, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,35 [1].

Определяем значение SA=0,83 · 0,35 · 4=1,16кН.

Полная осевая нагрузка на опору, А определится

FA= SA + Fa = 1,16 + 1,3 = 2,46кН.

Определяем коэффициенты X и Y. Находим отношение [3].

назначаем Х = 0,56; Y =1,7 [1].

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (0,56 · 1 · 4 + 1,7 · 2,46) · 1,2 · 1 =7,71кН.

Рассчитываем подшипник в опоре, А на долговечность по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

4.

3.1. Выбор типа подшипников

Назначаем подшипник 7313А ГОСТ 27 365–87. По таблицам определяем его размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=65мм, D=140мм, В=33мм, Cr=183кН, Cor=150кН.

4.

3.2. Расчет подшипника

Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах. А и В, выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.

Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)

кН, или кН.

Осевые нагрузки:

Fa1 =1,6кН — осевая сила на конической шестерне, нагружает опору В (рис. 3.3);

Fa2 =1,3кН — осевая сила на колесе, нагружает опрору В (рис. 3.3);

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре B по формуле 4.

4.

Коэффициент осевого нагружения назначаем по таблицам ГОСТа е=0,35 [1].

Определяем значение SA=0,83 · 0,35 · 22 =6,4кН.

Полная осевая нагрузка на опору В определится

FA= SA + Fa1 + Fa2= 6,4 + 1,6+1,3 =9,3кН.

Определяем коэффициенты X и Y. Находим отношение [3].

назначаем Х = 0,56; Y =1,7 [1].

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)

Pr = (0,56 · 1 · 22 + 1,7 · 9,3) · 1,2 · 1 =33,8кН.

Рассчитываем подшипник в опоре, А на долговечность по формуле (4.1)

Долговечность подшипника обеспечена.

5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:

(5.1)

где (см — напряжения смятия, МПа;

Т — вращающий момент, МН. м;

d — диаметр вала, м;

lр — рабочая длина шпонки, lр = l — b — для шпонок со скругленными торцами, м;

k — глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[(]см — допускаемое напряжение на смятие, МПа.

Согласно рекомендациям [2,3] допускаемое напряжение для шпоночного соединения из стальных деталей принимаем

[(]см =130МПа.

Размеры шпонки по ГОСТу подобраны таким образом, что если прочность шпонки на смятие обеспечена, то и прочность на срез так же обеспечена [2, 3]. По этому расчет шпонки на срез не проводили.

5.

1.1 Расчет шпоночного соединения на выходном участке вала

По диаметру выходного конца вала d =35мм выбираем шпонку сечением 10×8×56 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=53,6Нм, глубину врезания к=3мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 56 — 10 = 46 мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.

2.1 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал

По диаметру вала d =50мм выбираем шпонку сечением 14×9×45 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=258,6Нм, глубину врезания к=3,5 мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 45 — 10 =35мм, получим

Прочность соединения обеспечена.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала

5.

3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала

По диаметру выходного конца вала d =55мм выбираем шпонку сечением 16×10×80 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=994,8Нм, глубину врезания к=4мм [2,3], рабочая длина шпонки lр = 80 — 10 = 70 мм, получим

Прочность соединения обеспечена

5.

3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал По диаметру конца вала d =76мм выбираем шпонку сечением 22×14×90 ГОСТ 23 360–78.

Определяем прочность шпонки на смятие.

Подставляем крутящий момент Т=994,8Нм, глубину врезания к=5мм [2,3], рабочая длина шпонки lр =90 — 10 = 80 мм, получим

Прочность соединения обеспечена

6 ПОДБОР МУФТ

Муфту назначают по вращающему моменту и диаметрам соединяемых валов.

Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость

Тк=К · Тн, ≤ [Т], (6.1)

где Тн — номинальный длительно действующий момент, Нм;

К — коэффициент режима работы;

[Т] - допускаемый момент для муфты по паспорту, Нм.

При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].

Для соединения редуктора с электродвигателем назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 53,6Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим

Тк = 1,2 · 53,6 = 64,3Нм.

По моменту и диаметрам валов dэл = 38 мм, dв = 35 мм назначаем муфту МУВП 125 — 35-I.1−38-I.2-У3 ГОСТ 21 424–75.

7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Для смазывания зубчатых передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость определяем по формуле

(7.1)

где d — делительный диаметр колеса, м/с;

n — частота вращения колеса, об/мин.

Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.

При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Уровень погружения колес цилиндрических редукторов в масляную ванну колеблется в пределах hм ≈ m — 0,25d 2 =4,0 -63мм, но не менее 10 мм.

Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35−0,7 л/кВт. Для разрабатываемого редуктора — 4 л [1].

По окружной скорости и контактным напряжениям σн = 652,7 МПа назначаем марку масла И-Г-А-68: индустриальное. для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 61−75 мм 2/с (сСт).

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.

вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.

Решетов Д. Н. Детали машин — М.: Машиностроение, 1989.

Детали машин: Учебн. для вузов / Л. А. Андриенко, Б. А. Байков, И. И. Ганулич и др. под ред. О. А. Ряховского.

М.: изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2004.

(3.14)

(3.12)