10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 = 74,4 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,0÷1,5)d₃ = (1,0÷1,5)48 = 48÷80 мм, принимаем l_ст = 40 мм.

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·40 =6,4 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 = 10 мм

10.2 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.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 56,66 мм, b₁ = 68 мм, β = 9,06°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор 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 косозубого колеса Н7/r6.

10.4 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.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,025а_т + 1 = 0,025·160 + 1 = 5,0 мм принимаем  = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·160 + 12 = 17,8 мм

принимаем болты М20;

- 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.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 100 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 100 + 2∙3,3 = 106,6 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (3 – 1)15 + 2∙10 = 50 мм

Толщина обода δ = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)12 = 13,2…15,6 мм

принимаем δ=15мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)15 = 18…19,5 мм

принимаем С = 18 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 32 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙32 = 51,2 мм

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 80 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 200 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 200 + 2∙3,3 = 206,6 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 30 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙30 = 48 мм

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 50 мм.

10.7 Выбор муфты

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяется цепная муфта по ГОСТ 20742-81 с допускаемым передаваемым моментом [T] =500 Н·м.

Цепь ПР-31,75-8850

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,25·233,1 = 291 Н·м < [T]

где k = 1,25– коэффициент режима нагрузки для ленточных конвейеров.

Условие выполняется

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)2,35  1,5 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,3 м/с и контактном напряжении σ_в=389 МПа   =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

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

11.1 Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

(10.10)

где – высота шпонки;

– глубина паза;

– длина шпонки;

– ширина шпонки.

а) Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала имеет размеры: 8×7×25.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия = 50

Подставим известные данные в формулу (10.10) и получим:

б) Тихоходный вал.

Шпонка под колесом имеет размеры: 14×9×32.

Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия = 100

Подставим известные данные в формулу (10.10) и получим:

Шпонка на выходном конце вала: 10×8×50.

Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия = 100

Подставим известные данные в формулу (10.10) и получим:

Во всех случаях условие < выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 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 = 0,5C_x = 0,5∙2917 =1459 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]1459 = 1969 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∙1969/84 = 30 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

• при изгибе _-1  0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

• при кручении _-1  0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (М_х²+М_Y²)^0,5 = (14,1²+52,8²)^0,5 = 54,7 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 54,7·10³/4,21·10³ = 13,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 48,3·10³/2·8,42·10³ = 5,7 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,5; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/3,5·13,0 = 7,4

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,50·5,7 + 0,1·5,7) =13,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 =13,2·7,4/(7,4² +13,2²)^0,5 = 6,4 > [s] = 2,7

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 248,0 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π50³/32 = 12,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·12,3·10³ =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 248,0·10³/12,3·10³ = 20,2 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =233,1·10³/2·24,6·10³ = 4,7 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 4,0; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/4,0·20,2 = 4,1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,80·4,7 + 0,1·4,7) =14,3

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 =14,3·4,1/(4,1² +14,3²)^0,5 = 3,9 > [s] = 2,5

12. Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = LBH = 440∙200∙340 = 30∙10⁶ мм³

L = 440 мм – длина редуктора;

В = 200 мм – ширина редуктора;

Н = 340 мм – высота редуктора.

Масса редуктора

m = φρV∙10^-9 = 0,40∙7300∙30∙10⁶∙10^-9 = 88 кг

где φ = 0,40 – коэффициент заполнения редуктора

ρ = 7300 кг/м³ – плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ = 88/233,1 = 0,38

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.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Лист