-соединяющих крышку  с корпусом

d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8  мм

                                                                       Принимаем   болты с резьбой  М 16

11.Выбор муфты

Ведомый вал

Передаваемый крутящий момент

Т2 = 1027,93   Н м

Число оборотов     n = 650 об/мин

Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75

Размеры

d = 65 мм            Т =  1000 Н м              Тип   I

D = 220 мм             L = 286 мм

12.Выбор  смазки

Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .

        Передаваемая   мощность    Р = 99,93 кВт

Объем масляной ванны  W определим из расчета 0,25дм3  масла на 1 кВт передаваемой мощности

   W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л

Устанавливаем вязкость масла

При    s н =9,729 МПа         и        V = 22,435   м/с

кинематическая вязкость масла     u = 34 х 10 -6  м2 /с

Применим масло индустриальное   И- 30А  по ГОСТ  20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.

    13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора

Расчёт ведущего  вала

Из предыдущих расчётов имеем:

T 1 = 326,41  Н м – крутящий момент

n1  = 2925 об/мин  - число оборотов

F t =  4454,13  Н  –  окружное усилие                 

F r =  1650,05  Н –   радиальное усилие

F a =  308,56  Н – осевое усилие   

d 1 = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни

Материал вала:  сталь 45, улучшенная,   HB  200

s в  = 690 МПа  – предел прочности

s -1 = 0,43 х s в  = 0,43 х 690 = 300 МПа   -  предел  выносливости при

симметричном   цикле изгиба

t -1 =  0,58 х s -1  = 0,58 х 300 = 175 МПа   - предел выносливости при 

симметричном    цикле   касательных напряжений

l1 =   110 мм

Определим опорные реакции в плоскости    XZ

Определим опорные реакции в плоскости    YZ

 Проверка:   

Суммарные реакции:

Определим изгибающие моменты 

Плоскость  YZ

Плоскость  ZX

Суммарный изгибающий момент

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):

d = 45 мм ;  D = 100 мм ;  B = 25 мм ;  r = 2,5 мм ;  C = 52,7 кН ;  Co = 30 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где:  Fr1 = 2412,59 Н  -  радиальная нагрузка

         Fa = 308,56 Н  - осевая нагрузка

         V = 1   -  (вращается внутреннее кольцо)

         Kσ = 1  - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

         KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение    ;   этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ≈ 0,18

Отношение   > e  ;   X = 0,56  и  Y = 2,34

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Расчет ведомого вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.

Из предыдущих расчётов имеем:

T 2 = 1027,93  Н м – крутящий момент

n2  = 650 об/мин  - число оборотов

F t =  4454,13  Н  –  окружное усилие                 

F r =  1650,05  Н –   радиальное усилие

F a =  308,56  Н – осевое усилие   

d 2 =  653,435 мм – делительный диаметр шестерни

Материал вала:  сталь 45, нормализованная     HB  190

s в  =  570 МПа  – предел прочности

s -1 = 0,43 х s в  = 0,43 х 570 = 245 МПа   -  предел  выносливости при

симметричном   цикле изгиба

t -1 =  0,58 х s -1  = 0,58 х 245 = 152 МПа   - предел выносливости при 

симметричном    цикле   касательных напряжений

l2 =  140 мм

Определим опорные реакции в плоскости    XZ

Определим опорные реакции в плоскости    YZ

Проверка:   

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]):

d = 70 мм ;  D = 150 мм ;  B = 35 мм ;  r = 3,5 мм ;  C = 104 кН ;  Co = 63 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

где:  Fr4 = 2522,73  Н  -  радиальная нагрузка

         Fa = 308,56 Н  - осевая нагрузка

         V = 1   -  (вращается внутреннее кольцо)

         Kσ = 1  - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

         KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])

Отношение    ;   этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ≈ 0,18

Отношение   < e  ; значит  X = 1   и  Y = 0

Расчётная долговечность, млн.об

Расчётная долговечность, час.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Определим изгибающие моменты  в сечении С

Плоскость  YZ

Плоскость  XZ

Суммарный изгибающий момент в сечении С

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами.  Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).

 Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм]=100-120 Мпа, при чугунной [σсм]=50-70 Мпа.

Ведущий вал: d=50мм

          шпонка: ширина - b=14мм

высота - h=9мм

длина - l=50мм

глубина паза вала - t1=5,5мм

глубина паза втулки - t2=3,8мм

фаска - s x 45о=0,3

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу  T1=710 x 103 Н мм

Материал для полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20.

Ведомый вал: d=65мм

          шпонка: ширина - b=20мм

высота - h=12мм

длина - l=100мм

глубина паза вала - t1=7,5мм

глубина паза втулки - t2=4,9мм

фаска - s x 45о=0,5

Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу  T1=1000 x 103 Н мм

Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности выполняется.

15. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсируещему).

Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s≥[s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d=50мм, b=14мм, t1=5,5мм (по табл. 8.5 [1])

Примем kτ=1,68 (табл. 8.5[1]), ετ=0,76 (табл. 8.8[1]) и ψτ=0,1 (стр. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть  2,5 при 25 х 103 Н мм  < ТБ < 710 х 103 Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

; среднее напряжение σm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса sτ=5,41. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом электродвигателя.

По этой причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45 нормализованная.

По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв=570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с напрессовкой колеса на вал.

Коэффициент запаса прочности

При d=75мм, b=22мм, t1=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1])

Примем   kτ=1,49 (табл. 8.5[1]), kσ=1,59 (табл. 8.5[1]),

ετ=0,67 (табл. 8.8[1]), εσ=0,775 (табл. 8.8[1]),

ψτ=0,1 (стр. 166 [1]), ψσ=0,15 (стр. 166 [1]).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть  2,5 при 25 х 103 Н мм  < ТБ < 250 х 103 Н мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

; среднее напряжение σm=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Расчетная схема  ведущего вала

                                    d1        

                                                                                                             d2                                                                                                               .                dд

Y

RX2

RX1

                                      

Fr

T1

                                     

Z

С                                                                                                       

Fa

X

                                                            

	RY1				RY2

 

                                                                                                             l1                                        l1

                                                                                                 L

102059,10 Нмм

                                                                                                                                                               

	79446,40 Нмм

 

               X

                                                                                                                           M y

  Z                                                                                                             

                                                                                                                           Z                                                                                                                        M x

              Y 

244976,16 Нмм

326,41 Нмм

        

T 1 

Расчетная схема ведомого вала

B

A

d2

                                           

RY2

RY1

	Y		Fa

 

T2

                  

Ft

                                                 C                                                                                      

X

RX2

RX1

                                                                                                                                                                               

                                           l2                                l2                

                                                               L

	311787,84 Нмм

 

          X                              

My

Z

Mx   

Z                                                                                                                     

29081,45Нмм

                                  

         Y                                                                                                                    

	129893,40 Нмм

 

                                                                                                                            T2

Литература  :     1.  Курсовое проектирование деталей машин.

                                под редакцией  С.А. Чернавского

                                М. Машиностроение  , 1988 г.

                            2. Методическое руководство к курсовому проектированию по прикладной механике  № 431

                                 ВГТУ, Воронеж, 1982 г.

3. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Решетова Д.Н.

                                 М. Машиностроение  , 1979 г.

Страницы: 1, 2