Курсовая работа: Проектирование машинного агрегата

Содержание

Техническое задание

1. Кинематическая схема машинного агрегата

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой поликлиновой передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

10. Конструктивная компоновка привода

11. Проверочные расчеты

12. Расчет технического уровня редуктора

Литература

Техническое задание

Привод к качающемуся подъемнику.

1 – Поликлиноременная передача, 2 – двигатель, 3 – червячный редуктор, 4 – тяговая цепь, 5 – подъемный монорельс, 6 – груз, 7 – муфта упругая с торообразной оболочкой.

Исходные данные:

Грузоподъемность F, кН         1,0

Скорость подъема м/с           0,55

Шаг тяговой цепи р, мм         125

Число зубьев звездочки z          9

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи δ, %       4

Срок службы привода L_г, лет      6

агрегат двигатель привод вал подшипник

1. Кинематическая схема машинного агрегата

Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом качающегося подъемника и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепи. 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 = 6 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 = 365·6·0,82·8·2·1 = 28800 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 28 ·10³ часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 1,0·0,55 = 0,55 кВт

Частота вращения звездочки

n_рм = 6·10⁴v/zp = 6·10⁴·0,55/9·125 = 29 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

η = η_рпη_чпη_пк²η_м,

 где η_м = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

 η_чп = 0,80 – КПД закрытой червячной передачи,

 η_pп = 0,97 – КПД открытой ременной передачи,

η_пк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

η = 0,97·0,80·0,995²·0,98 = 0,753.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/η = 0,55/0,753 = 0,73 кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ71В4 [1c.384]:

мощность - 0,75 кВт,

синхронная частота – 1500 об/мин,

рабочая частота 1390 об/мин.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 1390/29 = 47,93

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для червячной передачи 10÷35,5

- для открытой ременной 2÷4.

Принимаем для червячной передачи u₂= 20, тогда для открытой передачи

u₁= u/u₂ = 47,93/20 = 2,397

принимаем u₁ = 2,4

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв =1390 об/мин   w₁ =1390π/30 =145,6 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1390/2,4 =580 об/мин   w₂=580π/30 = 60,7 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =580/20 = 29 об/мин   w₃= 29π/30 = 3,04 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = zpn₃/6·10⁴ = 9·125·29/6·10⁴ = 0,54 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = (0,55 – 0,54)100/0,55 = 1,8% < 4%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 730 Вт

P₂ = P₁η_рпη_пк = 730·0,97·0,995 = 705 Вт

P₃ = P₂η_чпη_пк = 705·0,80·0,995= 561 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/w₁ = 730/145,6 = 5,0 Н·м

Т₂ = 705/60,7 = 11,6 Н·м

Т₃ = 561/3,04 = 184,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых

напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

v_s = 4,2uw₃10^-3M₂^1/3 = 4,2×20,0×3,04×10^-3×184,5^1/3 = 1,45 м/с,

при v_s <2 м/с рекомендуется [1 c54] чугун СЧ15, способ отливки – в землю: s_в = 315 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[s]_H = 200 – 35v_s = 200 – 35×1,45 = 149 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[s]_F = 0,075s_вK_FL,

где К_FL – коэффициент долговечности.

K_FL = (10⁶/N_эН)^1/9,

где N_эН – число циклов перемены напряжений.

N_эН = 573w₃L_h = 573×3,04×28000 = 4,9×10⁷.

K_FL = (10⁶/4,9×10⁷)^1/9 = 0,649

[s]_F = 0,075×315×0,649 = 15 МПа.

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов червячной передачи

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

 = 61(184,5·10³/149²)^1/3 =124 мм

принимаем а_w = 125 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,5¸1,7)a_w/z₂,

где z₂ – число зубьев колеса.

При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z₁ = 2, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 2×20,0 = 40

m = (1,5¸1,7)125/40 = 4,7¸5,3 мм,

принимаем m = 5,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212¸0,25)z₂ = (0,212¸0,25)40 = 8,2¸10,0

принимаем q = 10,0

Коэффициент смещения

x = a/m – 0,5(q+z₂) = 125/5,0 – 0,5(10,0+40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,5×5,0(10+40 – 2×0) = 125 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =10×5,0 = 50 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 5,0(10-2·0) = 50.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 50+2×5,0 = 60 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 50 – 2,4×5,0 = 38 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,5×0+2)5,0+0 = 60 мм.

при х < 0 ® С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

g = arctg(z₁/q) = arctg(2/10) = 11,31º

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 5,0×40 = 200 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 200+2×5,0(1+0) = 210 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2m(1,2 – x) = 200 – 2×5,0(1,2 – 0) = 188 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 210+6×5,0/(2+2) = 218 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355×125 = 44 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = uw₂d₁/(2000cosg) = 20×3,04×50/(2000cos11,31º) = 1,55 м/с

Уточняем значение допускаемого контактного напряжения

[s]_H = 200 – 35v_s = 200 – 25×1,00 = 175 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

h = (0,95¸0,96)tgg/tg(g+j)

где j = 2,50º - приведенный угол трения [1c.74].

h = (0,95¸0,96)tg11,31º/tg(11,31º+2,50º) = 0,78.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₂/d₂ = 2×184,5×10³/200 = 1845 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tga = 1845×tg20° = 672 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2M₁/d₁ = 2×11,6×10³/50 = 464 H.

Расчетное контактное напряжение

s_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = w₃d₂/2000 = 3,04×200/2000 = 0,30 м/с

при v₂ < 3 м/с ® К = 1,0

s_Н = 340(1845×1,0/50×200)^0,5 = 146 МПа,

недогрузка (149 – 146)100/149 = 2,0% <15%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

s_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cosg)³ = 40/(cos11,31º)³ = 42,4 ® Y_F2 = 1,51.

s_F = 0,7×1,51×1845×1,0/(44×5,0) = 8,9 МПа.

Условие s_F < [s]_F = 15 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<s_H < 1,05[s_H] и s_F < [s_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

Таблица 4.1. Параметры червячной передачи

5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи

открытого типа

Выбор ремня

По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =40 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ = 71 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) = 71∙2,40(1-0,01) = 168 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 160 мм

Фактическое передаточное число

u = d₂/d₁(1 – ε) = 160/71(1 – 0,01) = 2.28

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + H = 0,55(71+160) + 4,0 = 131 мм

h = 4,0 мм – высота ремня сечением K

принимаем а = 200 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(71+160) = 206

y = (d₂ - d₁)² = (160 – 71)² = 7921

L = 2∙200 + 206 + 7921/4∙200 = 616 мм

принимаем L = 630 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L – w) + [(L – w)² – 2y]^0,5} =

= 0,25{(630 – 206) +[(630 – 206)² - 2∙7921]^0,5} = 208 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(160- 71)/208 = 156º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π71∙1390/60000 = 5,2 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 0,73∙10³/5,2 = 140 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты 

C_p = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме

C_α = 0,93 – при α₁ = 156º

С_l = 0,98 – коэффициент учитывающий отношение L/L₀, L₀=0,7 м

[Р]  = Р₀C_pC_α

P₀ = 2,0 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем      

[Р] = 2,0∙0,9∙0,93·0,98 = 1,64 кВт

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·0,73/1,63 = 4,5

принимаем Z = 5

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /VC_pC_α =

= 850∙0,73/5,2∙0,93∙0,9 = 143 H

Сила действующая на вал

F_в = 2F₀sin(α₁/2) = 2∙143sin(156/2) = 279 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 10 Н/мм²

σ₁ – напряжение растяжения

σ₁ = F₀/A + F_t/2A = 143/47 + 140/∙2∙47 = 4,53 Н/мм²

А – площадь сечения ремня

А = 0,5b(2H – h)

b – ширина ремня

b = (z – 1)p + 2f = (5– 1)2,4 + 2·3,5 = 16,6 мм

А = 0,5·16,6(2·4,0 – 2,35) = 47 мм²

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙2,35/71 = 2,65 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙5,2²∙10^-6 = 0,04 Н/мм²

     ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 4,53+2,65+0,04 = 7,22 Н/мм²

условие  σ_max < [σ]_p выполняется

Таблица5.3 Параметры открытой клиноременной передачи, мм

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 1845 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = 672 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 464 H.

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал F_оп = 279 Н

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 250·Т₃^1/2 = 250·184,5^1/2 = 3396 Н

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d₁ = (11,6·10³/π10)^1/3 = 18 мм

 принимаем диаметр выходного конца d₁ = 20 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)20 = 20¸30 мм,

принимаем l₁ = 30 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 20+2×2,0 = 24,0 мм,

где t = 2,0 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 25 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,5d₂ =1,5×25 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 25 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (184,5·10³/π15)^1/3 = 39 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 40 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 40+2×2,5 = 45,0 мм,

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 45 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,25d₂ =1,25×45 = 56 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 45 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 45+3,2×3,0 = 54,6 мм,

принимаем d₃ = 55 мм.

Выбор подшипников.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки, предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии №7305 для червячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №305, воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии №7209.

Таблица 2. Размеры и характеристика выбранного подшипника

Таблица 7.3. Материал валов, размеры ступеней, подшипники

8. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.

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

åm_A = 100F_t – 200B_X = 0

тсюда находим реакции опор А и В в плоскости XOZ

A_X =B_X = 464·100/200 = 232 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 232·100= 23,2 Н·м

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

åm_A = 100F_r – 200B_Y – F_a1d₁/2 - 60F_оп = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (672∙100 – 1845·50/2 – 279·60)/200 = 22 H

A_Y = F_r – B_Y + F_оп = 672 – 22 + 279 = 929 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 279·60 = 16,7 Н·м

M_Y = 279·160 – 929·100 = -48,3 Н·м

M_Y = -22·100 =-2,2 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (232² + 929²)^0,5 = 958 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (232² + 22²)^0,5 = 233 H

Схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

Sm_A = F_м105 – 100D_x + F_t2 50 = 0;

D_х = (3396×105 + 1845×50)/100 = 4488 Н;

C_х = D_x – F_t2 + F_м = 4488 – 1845 + 3396 = 6039 Н;

Изгибающие моменты:

М_х1 = 4488×50 = 224,4 Н×м;  

М_х2 = 3396×105 = 356,6 Н×м.

Вертикальная плоскость:

Sm_A = F_r2 50 – D_y100 + F_a2d₂/2 = 0

D_y= (464×200/2 + 672·50)/100 = 800 Н

C_y= D_y – F_r2 = 800 – 672 = 128 Н

М_y1 = 800×50 = 40,0 Н×м;  

М_y2 = 128×50 = 6,4 Н×м;  

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (6039²+ 128²)^0,5 = 6040 H,

D = (4488²+ 800²)^0,5 = 4559 H,

9. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.

    P = (XVF_RB + YF_a)К_бК_Т,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки

   Y – коэффициент осевой нагрузки

   V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]

    К_б = 1,4 – коэффициент безопасности [1c. 214]

    К_Т = 1 – работа при t < 100^o C [1c. 214]

    отношение F_a/В = 1845/233 = 7,9 > e : следовательно Х = 1,0; Y = 1,66

Р = (1,0·1·233+1,66×1845)1,4·1 = 4614 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда

С_тр = Р(573wL/10⁶)^0,3 =

= 4614(573×60,7×28000/10⁶)^0,3 = 36,4 кH < C= 29,6·1,7 = 50,3 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(50,3×10³ /4614)^3,333/60×580 = 82485 часов,

больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.

Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А

P = (XVF_RА)К_бК_Т,

где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки

Р = (1,0·1·958)1,4·1 = 1341 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573wL/10⁶)^0,333 =

= 1341(573×60,7×28000/10⁶)^0,333 = 13,3 кH < C= 22,5 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(22,5×10³ /1341)³/60×580 = 135731 часов,

больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.

Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка. Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,83×0,41·6040 = 2055 H,

S_D = 0,83eD = 0,83×0,41×4559 = 1551 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C =2055 H,

F_aD = S_C + F_a =2055+464 = 2519 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение F_a/F_r= 2055/6040 = 0,34 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,0×1,0×6040+0)1,4×1,0 = 8456 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 2519/4559 = 0,55 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,45

Р = (1,0×0,4×4559+1,45∙2519)1,4×1,0 = 7666 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573wL/10⁶)^0,3 =

= 8456(573×3,04×28000/10⁶)^0,3 = 27,1 кH < C = 42,7 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(42,7×10³ /8456)^3,333/60×29 =126890 часов,

больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

 Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·55 = 88 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1÷1,5)d₃ = (1÷1,5)55 = 55÷82 мм,

принимаем l_ст = 60 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·200 =10 мм

Толщина диска:  

С = 0,25b = 0,25·44 =11 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.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: d_а1 = 60 мм, b₁ = 60 мм.

10.3Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12  мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора – плавающая.

Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

d = 0,04а_т + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

 принимаем болты М16;

    - крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 71 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t = 71 – 2∙1,0 = 69,0 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (5– 1)2,4+ 2∙3,5= 17 мм

Толщина обода δ = 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм

принимаем δ= 4 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 19 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙19 = 30,4 мм

принимаем d_ст = 30 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 40 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 160 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t = 160 – 2∙1,0 = 158 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 20 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙20 = 32 мм

принимаем d_ст = 32 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 40 мм.

Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 315 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·184,5 = 277 Н·м < [T]

где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

Смазывание.

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)0,70 » 0.5 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,0 м/с и контактном напряжении σ_Н=146 МПа ® n =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220

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 23360-78.

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: 6×6×32.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·11,6∙10³/20(6-3,5)(32-6) = 17,8 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 16×10×50. Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·184,5·10³/55(10-6,0)(50-16) = 49,3 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 12×8×80. Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·184,5·10³/40(8-5,0)(80-12) = 45,2 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.1

Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5С_X = 0,5∙6039 =3020 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]3020 = 4077 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙4077/84= 63,1 МПа < [σ] = 75 МПа

Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация  напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: s_В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

-  при изгибе s_-1 » 0,43×s_В = 0,43×780 = 335 МПа;

-  при кручении t_-1 » 0,58×s_-1 = 0,58×335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент: М_и = М_х = 16,7 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π25³/32 = 1,53·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·1,53·10³ = 3,06·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 16,7·10³/1,53·10³ = 10,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₂/2W_p = 11,6·10³/2·3,06·10³ = 3,8 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ  = 3,2;  k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·3,2 + 0,4 = 2,3

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,2·10,9 = 9,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,30·3,8 + 0,1·3,8) = 21,4

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 9,6·21,4/(9,6² + 21,4²)^0,5 = 8,7 > [s] = 2,0

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация  напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: s_В = 930 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

-  при изгибе s_-1 » 0,43×s_В = 0,43×930 = 400 МПа;

-  при кручении t_-1 » 0,58×s_-1 = 0,58×400 = 232 МПа.

  Суммарный изгибающий момент М_и = 356,6 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π45³/32 = 8,95·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·8,95·10³ =17,9 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 356,6·10³/8,95·10³ = 39,8 МПа

мплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₂/2W_p =184,5·10³/2·17,9·10³ = 5,2 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ  = 4,2;  k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·4,2 + 0,4 = 2,9

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 400/4,2·39,8 = 2,4

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 232/(2,90·5,2 + 0,1·5,2) =14,9

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 2,4·14,9/(2,4² +14,9²)^0,5 = 2,3 > [s] = 2,0

Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

 = 95 °С,

где t_в = 18 °С – температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²×К – коэффициент теплопередачи;

А = 0,36 м² – площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 0,705×10³(1 – 0,78)/17×0,36 = 43 °С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

Технический уровень редуктор

Масса редуктора

m = φρd₁0,785d₂²∙10^-9 = 9,5∙7300∙50∙0,785∙200²∙10^-9 =109 кг

где φ = 9,5 – коэффициент заполнения редуктора

ρ = 7300 кг/м³ – плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ =109/185 = 0,59

При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Литература

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.