Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
Дано: 1. Определим мощность на валу звездочки конвейера P5 = Ft*v=5,5*1,5=8,25 кВт. Определим общий КПД привода hобщ=hр*hц2*hм*hп4=0,97*(0,97) 2*0,99*(0,99) 4=0,87 Согласно учебнику «Курсовое проектирование деталей машин» стр.5, значение КПД механических передач hцил=0,97 hрем=0,97 hмуфты=0,99 hподш=0,99 2. Определим мощность на валу двигателя Pэд=P5/hобщ =9,48 кВт Из таблицы «Асинхронные двигатели серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)" при Pэд. =11 кВт и синхронной частоте вращения nэд=1500 об/мин скольжение составляет s=2,8%, тип двигателя 132 МЧ 080402 КП 03.00.00. ПЗ Определим частоту вращения звездочки n4=60*v/p*D =60*1,5/3,14*0,5 =57,3 (об/мин) Номинальная частота вращения двигателя: nном= nс(1 – s) =1500*(1-0,028) =1458 об/мин Передаточное отношение привода uобщ = nном /nр = 1458/57,3 =25,4 Согласно Чернавский С.А. стр 7 средние значения u: для зубчатых передач 2-6, ременных 2-4 Пусть uцил=3, тогда Определяем кинематические параметры на каждом валу привода Вал 1: P1 = Pэд =9,48 кВт n1 = nэд=1458 (об/мин); T1 =9550*P1/n1 = 62,1 Н*м Вал 2: P2 = P1*hрем*hподш =9,48*0,97*0,99 =9,1 кВт; n2 = n1/uрем =1458/2,8 = 520,7 (об/мин); T2 =T1* uрем*hрем*hподш = 167Н*м Вал 3: P3 = P2*hцил *hп =9,1*0,97*0,99 =8,74 кВт; n3 = n2/uц = 520,7/3 = 173,6 (об/мин); T3 =T2* uц *hцил*hп = 481Н*м Вал 4: P4 = P3 *hцил*hп =8,74*0,97*0,99 =8,39 кВт; n4 = n3/uц = 173,6/3=57,87 (об/мин); T4 = T3* uц *hцил*hп = 1386 Н*м 080402 КП 03.00.00. ПЗ Вал 5: P5 = P4 *hмуф*hп =8,2 кВт; n5 = n4 = 57,87 (об/мин); T5 = T4* hм *hп = 1358 Н*м Зубчатые передачи закрытые, заключенные в отдельный корпус. В соответствии условию колесе изготовлены из Стали 40Х. Вид термообработки – улучшение. Шестерня - Сталь 40ХН, ТО – закалка. В соответствии гл. IIIтабл.3.3. Чернавский С.А. твердость для шестерни 280 НВ, колесо 260 НВ. 3. Допускаемые контактные напряжения: По табл.3.2, глава III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев НВ<350 и ТО улучшением При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL=1; коэффициент безопасности Для косозубых зубчатых колес: Для шестерни: Для колеса: Расчетное допустимое контактное напряжение: за 080402 КП 03.00.00. ПЗ 4.Т. к. колеса расположены симметрично, то по т 3.1. стр.32 и коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по ГОСТ 2185-66 по ГОСТ 2185-66 5. Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-60* 6. Угол наклона зубьев β=10° Определим число зубьев шестерни и колеса 1). Уточняем угол наклона зубьев 2). Уточняем угол наклона зубьев 7. Основные размеры шестерни и колеса Диаметры делительные: 1). 080402 КП 03.00.00. ПЗ 2). Проверка: 8. Диаметры вершин зубьев 1). 2). 9. Ширина колеса 1). 2). Ширина шестерни 1). 2). 10. Коэффициент ширины шестерни по диаметру 1). 2). 11. Окружная скорость колес и степень точности передачи 1). 2). Принимаем 8-ю степень точности. 12. Коэффициент нагрузки Значение 1). 2). Значение 1). 2). Значение 1). 2). 080402 КП 03.00.00. ПЗ 1). 2). 13. Проверка контактных напряжений 14. Силы, действующие в зацеплении окружная: 1). 2). радиальная: 1). 2). осевая: 1). 2). 15. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба По табл.3.7 при По табл.3.8 для шестерни стр.42 1). 2). 080402 КП 03.00.00. ПЗ для колеса 1). 2). Допускаемое напряжение: по табл.3.9 Для шестерни Допускаемые напряжения: для шестерни для колеса Находим отношения для шестерни: 1). 2). для колеса: 1). 2). Расчеты ведем для шестерней первого и второго зацеплений: 1). 2). 080402 КП 03.00.00. ПЗ Проверяем прочность зуба: 1). 2). Условие прочности выполнено. 1. Материал Сталь 40Х ГОСТ 4548-71 Принимаем допускаемое напряжение БЫСТРОХОДНЫЙ: 2. Диаметр выходного конца вала (под шкив) Из расчётов Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда ГОСТ 6636-69 Длина ступени Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник где t=2.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109) Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда ГОСТ 6636-69 Диаметр под шестерню: где r=3 – координата фаски подшипника Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда ГОСТ 6636-69 В=69(мм) – ширина шестерни 080402 КП 03.00.00. ПЗ Под подшипник Тихоходный. Диаметр выходного конца вала (под шкив) Из расчётов Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда ГОСТ 6636-69 Длина ступени Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник где t=3.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109) Диаметр под колесо: где r=3,5 – координата фаски подшипника Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда ГОСТ 6636-69 В=89,6(мм) – ширина колеса Под подшипник Выбор и проверка долговечности подшипника. Диаметр первого колеса (колеса быстроходной передачи) – 245 мм; Диаметр второго колеса (шестерни тихоходной передачи) – 118 мм. Силы, действующие в зацеплении, быстроходная передача. Окружная – Ft=2T2/d1= Радиальная – Fr= Ft* Осевая – Fa=Ft*tgb=1363,2*0,259=353,1 Н Силы, действующие в зацеплении, тихоходная передача. Окружная – Ft=2T4/d1= Радиальная – Fr= Ft* Осевая – Fa=Ft*tgb=23491,2*0,2773=6523,2 Н. Промежуточный вал. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Дано: 1. Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции 080402 КП 03.00.00. ПЗ Проверка: Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в сечениях 1. .4 2. Горизонтальная плоскость. Определим опорные реакции 080402 КП 03.00.00. ПЗ Проверка: Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в сечениях 1. .4 3. Строим эпюру крутящих моментов. 4. Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях. 080402 КП 03.00.00. ПЗ 080402 КП 03.00.00. ПЗ Подшипник Качения В соответствии с Шейнблит (стр.111): Левый подшипник: Подшипник радиальный шариковый однорядный Серия особо лёгкая. Схема установки - с одной фиксирующей стороной. Типоразмер 111. Правый подшипник: Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный Серия особо лёгкая. Схема установки - враспор. Типоразмер 7111. Геометрические параметры: Левый подшипник: d=55мм D=90мм B=18мм r=2мм Правый подшипник: d=55мм D=90мм B=23мм r=2мм Статистические параметры: Грузоподъёмность: Левый подшипник: Динамическая C=28,1кН Статическая Сo=17,0кН Правый подшипник: Динамическая C=57кН Статическая Сo=45,2кН Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника: С - динамическая грузоподъёмность; Р - эквивалентная нагрузка; Т. к. V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1; 080402 КП 03.00.00. ПЗ В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212) Расчётная долговечность: Расчетная долговечность: Быстроходный вал. Определяем реакции опор. 080402 КП 03.00.00. ПЗ Подшипник Качения В соответствии с Шейнблит (стр.111): Левый и правый подшипник: Подшипник радиальный шариковый однорядный Серия лёгкая. Схема установки - с одной фиксирующей стороной. Типоразмер 209 ГОСТ8338-75. Геометрические параметры: d=45мм D=85мм B=19мм r=2мм 080402 КП 03.00.00. ПЗ Статистические параметры: Грузоподъёмность: Динамическая C=33,2кН Статическая Сo=18,6кН Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника: С - динамическая грузоподъёмность; Р - эквивалентная нагрузка; Т. к. V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1; В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212) Расчётная долговечность: Расчетная долговечность: Тихоходный вал. Определяем реакции опор. 080402 КП 03.00.00. ПЗ 080402 КП 03.00.00. ПЗ Подшипник Качения В соответствии с Шейнблит (стр.111): Левый и правый подшипник: Подшипник радиальный шариковый однорядный Серия лёгкая. Схема установки - с одной фиксирующей стороной. Типоразмер 217 ГОСТ8338-75. Геометрические параметры: d=85мм D=150мм B=29мм r=3мм Статистические параметры: Грузоподъёмность: Динамическая C=83,2кН Статическая Сo=53,0кН Номинальная долговечность (ресурс) шарикоподшипника: С - динамическая грузоподъёмность; Р - эквивалентная нагрузка; Т. к. V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1; В соответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212) Расчётная долговечность: Расчетная долговечность: 080402 КП 03.00.00. ПЗ Уточненный расчет валов. Промежуточный вал. Вал 3, Сечение 1 (А–А) Материал вала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3). Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий момент T=481 Н*м Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: s-1=0,43*sв=0,43*600=258 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: t-1=0,58*s-1=150 МПа. Изгибающие моменты Результирующий изгибающий момент: Моменты сопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16 мм; t1=6 мм): а) Момент сопротивления кручению: б) Момент сопротивления изгибу: Амплитуда номинальных напряжений изгиба: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: Определим коэффициенты запаса прочности: 080402 КП 03.00.00. ПЗ Общий коэффициент запаса прочности: Условие соблюдено. Вал 3, Сечение 1 (Б–Б) Материал вала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3). Крутящий момент T=481 Н*м Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: s-1=0,43*sв=0,43*600=258 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: t-1=0,58*s-1=150 МПа. Изгибающие моменты M¢= Dx4*60=326640 M¢¢= Dy4*60+Fa3*59=464877 Результирующий изгибающий момент: Моменты сопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16 мм; t1=6 мм): а) Момент сопротивления кручению: б) Момент сопротивления изгибу: Амплитуда номинальных напряжений изгиба: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: 080402 КП 03.00.00. ПЗ Определим коэффициенты запаса прочности: Общий коэффициент запаса прочности: Условие соблюдено. Быстроходный вал. Вал 2, Сечение 1 (А–А) Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3). Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: t-1=0,58*s-1=193 МПа. Моменты сопротивления сечения нетто (d=38 мм; b=16 мм; t1=6 мм): а) Момент сопротивления кручению: б) Момент сопротивления изгибу: Изгибающие моменты M¢= Rx*54=36774 M¢¢= Ry*54+Fa*42,5=19878 Результирующий изгибающий момент: 080402 КП 03.00.00. ПЗ Амплитуда номинальных напряжений изгиба: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: Определим коэффициенты запаса прочности: Общий коэффициент запаса прочности: Условие соблюдено. Вал тихоходный. Вал 4, Сечение 1 (А–А) Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: t-1=0,58*s-1=193 МПа. Моменты сопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм): а) Момент сопротивления кручению: б) Момент сопротивления изгибу: 080402 КП 03.00.00. ПЗ Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=105мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М= Амплитуда номинальных напряжений изгиба: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: Определим коэффициенты запаса прочности: Общий коэффициент запаса прочности: Условие соблюдено. Вал 4, Сечение 1 (Б–Б) Материал вала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780 Мпа (по табл.3.3). Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий момент T=1386 Н*м Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: s-1=0,43*sв=0,43*780=335 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: t-1=0,58*s-1=193 МПа. Изгибающие моменты M¢= Rx5*70=47705 M¢¢= Ry5*70+Fa2* 171=1143083 080402 КП 03.00.00. ПЗ Результирующий изгибающий момент: Моменты сопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20 мм; t1=7,5 мм): а) Момент сопротивления кручению: б) Момент сопротивления изгибу: Амплитуда номинальных напряжений изгиба: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: По таблицам 8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов:. Определим коэффициенты запаса прочности: Общий коэффициент запаса прочности: Условие соблюдено. 080402 КП 03.00.00. ПЗ Проверка шпонок Параметры шпонки взяты из табл.8.9 (стр.169 [1]). Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие Для Быстроходного колеса. Шпонка 20Х12Х63 ГОСТ 23360-78 lp – рабочая длина шпонки; lp=l–b (для шпонки со скругленными торцами). Проверка на смятие: Проверка на срез: Условие удовлетворено. Для Тихоходного колеса. Шпонка 25Х14Х100 ГОСТ 23360-78 Проверка на смятие: Проверка на срез: Условие удовлетворено. 080402 КП 03.00.00. ПЗ На Ведомый Шкив Шпонка 10Х8Х50 ГОСТ 23360-78 Проверка на смятие: Проверка на срез: Условие удовлетворено. Для МУВП на четвертом валу. Шпонка 22Х14Х90 ГОСТ 23360-78 Проверка на смятие: Проверка на срез: Условие удовлетворено. 080402 КП 03.00.00. ПЗ Конструктивные размеры корпуса редуктора. Толщина стенок корпуса и крышки: d=0,0025а+3=0,025*250+1,5=7,75 мм, принимаем d=8мм; d1=0,02*250+3=8, принимаем d1=8. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: Верхнего пояса корпуса и пояса крышки: нижнего пояса корпуса: Внутренняя стенка корпуса: Принимаем зазор между торцом шестерни внутренней стенкой А1=1,2d=12 мм. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=d=10 мм. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=8¸12 мм. Принимаем 10 мм. Согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин». Диаметр фундаментальных болтов Выбираем болты М16. Отсюда диаметр под отверстие Диаметр стяжных болтов, которые соединяют корпус и крышку редуктора Выбираем болты М16. Толщина фланца (согл. атласа) (1,25dc+d) +(1,25dc+5) =(1.25*14+10) +(1.25*14+5) =50 мм. Крышка подшипника на вал 3 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» стр.43 – dБ=М8, количество – 6. Сквозная крышка на вал 4 согласно Атласу - dБ=М12, количество – 6. высота головки винта – 8 мм + шайба толщиной 3,0 мм = 11 мм. Сквозная крышка на вал 2 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» - dБ=М8, количество – 4. высота головки винта – 5,5 мм + шайба толщиной 2,0 мм = 7,5 мм. Толщина фланца под винты в фундамент – 1,5*dФ=24 мм. Пробка для контроля и спуска смазки – М16Х1,5 по ГОСТ 9150-81 (Атлас стр.54). Маслоуказатель жезловой – стр.55, табл.55. по диаметр 10 мм. Сорт масла выбираем по табл.10.29 (Шейндблит) стр.241, в зависимости от контактного напряжения в зубьях и фактической окружной силы колес. Отсюда – И-40-А 68 ГОСТ 17479.4-87. Уровень масла: hmin= 2,2m= 9,8 мм. m<=hM<=0.25d2=65 мм. 080402 КП 03.00.00. ПЗ 1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М. «Курсовое проектирование деталей машин» - 2-е издание, перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987. 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей Машин» - 4-е издание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк., 1985. 3. Иванов М.Н. «Детали Машин» - 5-е издание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк., 1991. 4. Шейндблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей Машин» - М.: Высш. Шк., 1991. 5. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. «Расчеты деталей машин» - 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986. 6. Орлов П.И. «Основы конструирования: справочно-методическое пособие» В 2-х кн. – изд.3-е, испр. – М.: Машиностроение, 1988.
|