|
|
Принимаем для смазки подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8÷12мм.
Принимаю у=8 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=43,5 мм и на ведомом l2=48,5 мм
Принимаю окончательно l1= l2=50 мм
Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала l3, принимаю окончательно l3=65 мм.
8. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Выписываю Ft=2456,96 кВт, Fr=1134,9 Н∙м, Fa=387 Н∙м, Fb=1340,13 Н, l1=l2=50 мм, l3=65 мм, d1=79 мм, d2=281 мм из проделанных расчетов.
8.1. Реакции опор Rx2 в плоскости Xz.
Rx1=(1/2l1)(Fb(l3 + 2l1)+Ft·l1),
z Rx2=(1/2l1)(-Fb·l3 + Ft · l1),
x Проверка: Rx1 +Rx2- Fb-Ft = 0,
Rx1
_ Fr _
_ 1 _ 2
Fa
Fb Ry1 Ry2
Ft
l3 l1 l1
Rx1=(1/2·0,05)(1340,13(0,065+2·0,05)+2456,96·0,05)=3439,69 Н
Rx2=(1/2·0,05)(-1340·0,065 + 2456,96 · 0,05)= 357,48 Н
Проверка: 3439,69 +357,48- 1340-2456,96=0
3797,17-3797,17=0
0=0
В вертикальной плоскости Yz силу давления на вал от ременной передачи не учитываю, т.к. ременная передача по условию проектирования находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Fb будет незначительной.
В плоскости Yz
Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),
Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),
Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,
Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н
Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н
Проверка: -702,9+1134,9-432=0
1134,9-1134,9=0
0=0
8.2. Суммарные реакции:
,
,
=3510,77 Н
=560,73 Н
8.3.Определение эквивалентной нагрузки
Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt ,
где Pa=Fa=310 Н·м;
V =1 - вращается внутреннее кольцо;
Kv = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.
(Табл. 9.19. Л1.с.214.).
Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,
согласно Табл. 9.18. Л1.с212.
Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22
Отношение Pa/Pr1 -> e
Pa/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45 ; табл. 9.18.
Pэ = (0,56·1·3510,77+1,45·387) ·1·1=1993,2296 Н
8.4. Долговечность подшипника
L = (C·103 / Рэ)3 млн. об. (8.2)
L = (33,2·103 / 1993,2296)3=4621,06 млн. об.
Расчетная долговечность подшипника
Lh = L·106 / 60 · n2, (8.3.)
где n2 –частота вращения ведущего вала, об/мин;
Lh – Расчетная долговечность, млн. об.;
L - долговечность подшипника, млн. об.
Lh = 4621,06·106 / 60·315=244,5·103 млн. об.>10000 млн. об.
Ведомый вал
Rу4
-- --
Rx3 -- -- 4
Ry3 Rx4
l2 l2
у
z
x
8.5. Реакции опор в плоскости xZ
Rx3 = Rx4 = Ft/2,
Rx3 = Rx4 =2456,96/2=1228,48 Н
В плоскости yZ:
Ry3 = 1/2l2(-Fr·l2 + Fa· d2/2),
Ry4 = 1/2l2(Fr·l2 + Fa· d2/2),
Проверка: -Ry4 – Fr + Ry4 = 0,
Ry3 = (1/2·0,05)(-1134,9·0,05+387·0,25/2)=-86,2 Н
Ry4 = (1/2·0,05)(1134,9·0,05+387·0,25/2)= 1053,7 Н
Проверка: -Ry3 - Fr + Ry4=0
86,2-1134,9+1053,7=0
1134,9-1134,9=0
0=0
8.6. Суммарные реакции:
,
,
=1105,66 Н
=1361 Н
Pэ = (x·V·Pr4+y·Pa) ·Kv·Kt ,
Отношение
Pa/Cо=387/36000=0,0086 ≤ e=0,22
Отношение Pa/Pr4 -> e
Pa/Pr4=387/1361=0,227 е=0,38; x=0,56; y=1,15; табл. 9.18.
Pэ = (0,56·1·1361+1,15·387) ·1·1=1118,66 Н
8.7. Определение расчетной долговечности:
L = (C·103 / Рэ)3 млн. об.
L = (65,8·103 / 1118,66)3=203,508·103 млн. об.
Расчетная долговечность
Lh = L·106 / 60 ·n3,
где n3 - об/мин. частота вращения ведомого вала.
Lh = 203,508·106 / 60 ·88= 38543,2 млн. об.
9. Проверка прочности шпоночных соединений
9.1. Подбор шпонок по ГОСТ 23360 – 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 – 80 табл.9.2.)
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Для ведущего вала редуктора:
b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°.
Для ведомого вала редуктора под муфтой:
b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.
Для ведомого вала редуктора под колесом:
b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.
9.2. Определение напряжения смятия и условия прочности
Gсм = 2Т /d(h-t1)(L-b) ≤ {Gсм}, (9.1)
где Gсм - напряжения смятия и условия прочности, мПа;
Т - вращающий момент на валу, Н·м;
d - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм;
L – длинна шпонки, мм;
в – ширина шпонки, мм.
Допускаемое напряжение при стальной ступице - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;
при чугунной - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.
Принимаю: для чугунной ступицы {Gсм}=70 МПа;
для стальной ступицы {Gсм}=120 МПа.
Ведущий вал:
b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°
(материал шкива – чугун марки СЧ-15).
Gсм = 2Т1/d (h-t1)(L-b) , (9.2)
Gсм = 2·78,5·103/30(7-4)(53-8)=157·103/4050=38,76 МПа<{Gсм}
38,76 МПа<70 МПа
Условие выполнено
9.3. Ведомый вал
b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.
Проверка шпонки под муфтой:
Gсм = 2Т3/d (h-t1)(L-b); (9.3)
(материал полумуфты СЧ-20).
Gсм = 2·259,553·103/45 (9-5,5)(65-14)=519,106·103 /8032,5=64,62 МПа<{Gсм}
64,62 МПа<70 МПа
Условие выполнено
9.4. Проверка шпонки под зубчатым колесом:
b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.
Gсм=2Т2/d (h-t1)(L-b) <{Gсм}, (9.4)
(зубчатое колесо из стали)
Gсм=2·367,42·103/55 (10-6)(40-16)=529,7·103/5280=100,32 МПа< {Gсм}
100,32 МПа< 120 МПа
Условие выполнено
10. Проверочный расчет ведомого вала
10.1. Проверочный (уточненный) расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями {S}
Соблюдение прочности при S≥ {S}=25 Л.3 с. 161
Согласно сборочному чертежу составил расчетную схему и построить эпюры Mx, My, Mk,Ft,Fa Ry4
Ry3 С
Rx3
L3
А Fr
L2
В
Rx4
L2
+
МyВ
MxBслева
+
MxB справа
Mк =Т2
+
Горизонтальная
плоскость
My
Mx
Mk
МуА=0,
Му слева =Му справа =Rx3L2,
MyC=0.
Му слева =Му справа =1105,5·0,05 =55,275 Н·м
Вертикальная плоскость
MxA=0,
MxB слева= Ry3L2,
MxB справа= Ry4 L2,
MxC=0,
Mк=T2.
MxB слева=86,2 ·0,05=-0,945 Н·м
MxB справа=1053,7·0,05=39,695 Н·м
Mк=T2=367,42Н·м
10.2.Согласно расчетов построения эпюр опасным является сечение под зубчатым колесом
Материал вала - сталь 45 нормализованная (Табл. 3.3. Л1 с. 34
Gв = 570 МПа)
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
G-1 ≈ 0,43Gв, (10.1.)
G-1 ≈ 0,43·570=245,1 МПа
10.3. Определяю предел выносливости при симметричном цикле касательных
τ-1 ≈ 0,58G-1, (10.2.)
Нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по нулевому (пульсирующему)
τ-1 ≈ 0,58·245,1=142,158 МПа
Диаметр вала под зубчатым колесом
d =55 мм
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки согласно Табл. 10.1. Л.1 КG ≈1,6; Kτ≈1,5;
Табл. 10.1. Л.1 εG ≈0,82; ετ≈0,7;
Л1. с 313 φG≈0,15 ; φτ≈0,1.
Крутящий момент Т2=264,85 H·м
10.4. Определение суммарного изгибающего момента:
Ми =,
Ми ===68,05 Н·м
Момент сопротивления кручению (вал под колесом d =55 мм, b =16 мм, t1=6 мм; табл. 10.5. )
W к нетто =πd3 / 16 – в·t1(d-t1)2 / 2d, (10.3.)
где Wк нетто – момент сопротивления кручения, мм;
d – диаметр вала, мм.
W к нетто =3,14·553 / 16 – 16·6(55-6)2 / 2·55=30555,7 мм3
Момент сопротивления изгибу
W к нетто = πd3/ 32-в·t1(d-t1)2 /2d,
W к нетто = 3,14·553/ 32-16·6(55-6)2 /2·55=14230 мм3
10.5. Определение амплитуды и среднего напряжения цикла касательных напряжений
τv = τm= T2/2W к нетто, (10.4.)
τv = 367,42·103/2·30555,7=4,33 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Gv=Ми / W к нетто, (10.5.)
Gv=68,05·103 /14,23·103=4,78МПа
Среднее напряжение Gm = 0
10.6. Определение коэффициента запаса прочности нормальным напряжением
, (10.6)
=26,3
10.7. Определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям
, (10.7)
=14,63
10.8. Определение результирующего коэффициента запаса прочности для сечения под зубчатым колесом
>[S]=2,5, (10.8)
===12,787>2,5
Условие выполнено
11. Подбор и проверочный расчет муфты
Для соединения ведомого вала редуктора с валом барабана ленточного конвейера выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75-приложение
Произведем проверочный расчет резиновых втулок.
11.1. Расчетный момент
Тр=kpТ3,
где Тр - Расчетный момент, Н·м;
kp=1,25…1,5-коэфициент режима работы для ленточных транспортеров.
Т3-момент передаваемый муфтой, Н·м.
Тр=1,3·259,553=337 Н·м
11.2. По ГОСТ 21424-75 выбираю муфту с [T]=500 Н·м; d=45 мм;
D=170 мм; dn=18 мм; Св=36
11.3. Проверка резиновых втулок на смятие поверхностей их сопряжения с пальцами
Gсм= Ft/Sсм= Ft/dn Св≤[Gсм],
где Ft- окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н.
Ft=Tр/ 0,5D·z,
где допускаемое напряжение смятия резины [Gсм]=2,0 МПа.
Ft=337/ 0,5·170·10-3·6=660,8 Н
Gсм=660,8/18·36=1,02 МПа
Gсм≤[Gсм]
1,02 МПа≤2 МПа
12. Посадки зубчатого колеса и подшипников
Посадки зубчатого колеса на вал H7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняю с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Муфты при тяжелых ударных нагрузках H7.
Распорные кольца, сальники H8.
Шкивы и звездочки H7.
13. Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяю из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности.
V = 0,25·N, (13.1)
где V -объем масляной ванны, дм3;
N -передаваемая мощность двигателя, кВт.
V = 0,25·3=0,75 дм3
При контактной нагрузке до 600 МПа при υ=1,155 м/с кинематическая вязкость смазывающего материала 34·10-3 и подходит индустриальное масло марки И-40А
Камеры подшипников заполняю пластичным смазочным материалом Литол-24 ГОСТ 21150-75; температура эксплуатации от -40 до +130°С; Температура каплепадения 180°С.
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
Ø на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;
Ø в ведомый вал закладывают шпонку BxHxL=16х10х40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
Ø затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 14х9х65, устанавливают полумуфту.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя Т.1 М. «Машиностроения» 1980г.
2. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов М. «Высшая школа» 1980г.
3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин Н.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Машиностроения» 1988г.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Высшая школа» 1991.
5. ГОСТ 2.104-68 ЕСКД Основные надписи.
6. ГОСТ 2. 105-95 ЕСКД Общие требования к текстовым документам.
7. ГОСТ 2. 306-68 ЕСКД Обозначение графических материалов и правила нанесения их на чертежах.
8. ГОСТ 2. 316-68 ЕСКД Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.
9. Дзюба В.П. Методические указания для студентов по выполнению курсового проекта по дисциплине детали машин, Белогорск 2006.
Страницы: 1, 2
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.