Товщина фланців корпуса і кришки редуктора

Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Ивано-Франковский национальный технический университет нефти и газа

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Kursove_proektuvannya_1_dm.pdf

Скачиваний:

112

Добавлен:

17.02.2016

Размер:

23.32 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 3839 / 6539 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 > Следующая >>>

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

приймаємо δ1 = 8 мм.

+ 0,17 0,243

b = b1 =1,5 δ =1,5 8 =12 мм.

Товщина нижнього пояса корпуса

приймаємо p2 = 20 мм. p2 = 2,35 δ = 2,35 8 =19 мм, Діаметри болтів:

фундаментних

d1 = 0,055 Re+12 = 0,055 99,15 +12 =17,45 мм,

приймаємо d1 = 16 мм;

що кріплять кришку до корпуса біля підшипників

d2 = (0,7...0,75) d1 = (0,7...0,75) 16 =11,2...12 мм,

приймаємо d2 = 12 мм;

що кріплять кришку до корпуса

d3 = (0,5...0,6) d1 = (0,5...0,6) 16 = 8...9,6 мм,

приймаємо d3 = 10 мм.

Діаметри болтів, що кріплять кришки підшипників приймаємо d4=8мм. При конструюванні опор ведучого вала відкладається зазор між внутрішньою стінкою редуктора і торцем підшипника е = 8 мм, який рівний тов-

щині δ2 упорного бурта стакана, в якому розміщуються підшипникові опори. Товщину стінки стакана приймаємо рівною 0,1D підшипника, тобто 7,5 мм.

Відстань між підшипниками приймається рівною l′ = (2,5…3,5)d =

(2,5…3,5) 45 = 112,5…157,5 мм. Приймаємо l′ = 130 мм. Викреслюються підшипники з внутрішнім діаметром d, зовнішнім діаметром D та шириною Т. Відкладаємо зміщення реакції опор а1 радіально-упорних підшипників. Розміщуємо мастило-затримуюче кільце, яке виступає в середину корпуса на 1…1,5 мм (див.рис.8.20). Кільце встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники. На ведучому валу відкладається відстань від зовнішнього торця

підшипника до зовнішньої поверхні фланця стакана δ7 = 20 мм. Викреслюється фланець стакана товщиною δ3 = 8 мм, кришки підшипника з товщиною фланця 1 = 8 мм та ущільнюючими прокладками товщиною 1 мм і кріплен-


ня кришки з висотою головки болта кріплення		2 = 5 мм. Відстань від голо-
вки болта до упорного буртика посадочної поверхні під відкриту передачу
приймається рівною	3 = 5…10 мм. Довжину вихідного кінця ведучого вала
приймаємо рівною	довжині пімуфти втулково-пальцевої пружної муфти

l6=70 мм.

При конструюванні опор веденого вала відкладається зазор між внутрішньою стінкою редуктора і торцем підшипника е = 8 мм і викреслюються підшипники з внутрішнім діаметром d, зовнішнім діаметром D та шириною Т. Відкладаємо зміщення реакції опор а2 радіально-упорних підшипників. На веденому валу розміщуємо мастило-затримуючі кільця, які виступають в середину корпуса на 1…1,5 мм (рис.8.20). Кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники. Для фіксації конічного колеса передбачаємо з одного боку потовщення вала, а другого – розпірну втулку.

321

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Викреслюється фланець корпуса редуктора (рис.2.6) шириною lф = К +

δ =33 + 8 = 41 мм (табл.10.13) під фланець кришки підшипника виконується прилив шириною 2…3 мм.

322

Розділ 12			Приклади розрахунку і проектування передач
	1
	å
			ê
			b
		δ	2
bø		δ	b
bø	δ	1	b
		1

å1	δ1
å1
	Рисунок 2.4 – Ескізна компоновка редуктора

	D2
T	d2
2		Ri3
		Ri3

	l′		e
	l′		e
			1
			Re
Ò1		Ò1	b
			b
			δ
			2
			k
			b
d	D		bø
d	D		δ
			1
1	1
		e
		e1
Ri1		Ri2
a1		a1
			1
			e
	c1	f1	Ri4

T 2

Рисунок 2.5 – Ескізна компоновка редуктора

f a 2 2

c 2

a 2

323

Розділ 12					Приклади розрахунку і проектування передач
						5
						l
						2
						3
					,,,3ìì				4
					,,,3ìì				l
					2	1
l3			c1		f1	2
						T
		a1		a1			e		R3
							e		R3
								1	2
								e	f
								k	lô
								b	lô
								2
								δ	b
									b
							δ	1
							δ
		Ri1		Ri2	bø
l6							Re		2
l6							Re		c
3
2
	δ3					2		e
1	δ3					T		e
	δ7	T1	l ′	T1	e1
									R4
			Рисунок 2.6 – Ескізна компоновка редуктора

На веденому валу викреслюються кришки підшипника з товщиною

фланця	1 = 8 мм і кріплення кришки з висотою головки болта кріплення	2
= 8 мм. Відстань від головки болта до упорного буртика посадочної поверхні
під маточину зірочки відкритої ланцюгової передачі приймається рівною		3

= 5…10 мм. Довжина вихідного кінця веденого вала рівна довжині маточини зірочки. Викреслюється зірочка і визначається місце прикладення сили від відкритої передачі. Від осьового переміщення зірочка ланцюгової передачі фіксується на валу притискною шайбою (рис.2.6).

Розміри, що визначають положення болтів d2 (рис.10.21, табл.10.13):
q ≥ 0,5d2 + d4	= 0,5 12 +8 =14 мм,
e ≈ (1÷1,2 )d2	=12...14,4 мм.
Діаметр отвору в гнізді Dn1 = 75 мм,		Dn2 = 85 мм.
Діаметр фланця кришки підшипника		D2 = Dn + (4,0...4,4)d :
D21 = 75 +( 4,0...4,4 )8 =107..110,2 мм,		приймаємо	D21 =110мм;
D22 = 85 +( 4,0...4,4 )8 =117..120,2 мм, приймаємо			D22 =120 мм.

На валах використовуються призматичні шпонки з округленими тор-

цями (ГОСТ 23360-70).

Вимірюванням визначається відстань від точки прикладення сил в зачепленні до точки прикладення реакції ближньої опори на ведучому валу f1 = 56 мм, відстань між точками прикладення реакцій опор ведучого вала с1 = 138 мм, відстань між точками прикладення сили динамічно незрівноваженої муфти і реакції ближньої опори l3 = 95 мм, відстань від точки прикладення сил в зачепленні до реакції ближньої опори на веденому валу f2 = 56 мм, і до

324

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

реакції дальньої опори на ведучому валу с2 = 129 мм, відстані від реакції опори до сили від відкритої передачі l4 = 92 мм (рис.).

2.7 Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

Ведучий вал.

У попередніх розрахунках конічної передачі ми визначили сили в зачепленніFt1 =1666 Н, Fr1 = 578Н, Fа1 =183Н. Навантаження, яке переда-

ється на вал від муфти (табл.7.2, розд.7) FM = 85 T1 = 85 60,56 = 661 Н. Із ескізної компоновки редуктора встановлені лінійні розміри вала: l3 = 95 мм, с1 =138 мм, f1 = 56 мм. Розрахункова схема вала зображена на рис.2.7.

Визначаємо реакції в опорах у площині yz.

∑М А(Fi )= 0 :

Fм( l3 + с1 ) − RBY с1 + Fa1 0,5d1 − Fr1 f1 = 0

RBY =

Fм (l3 + с1 )+ Fa1 0,5d1 − Fr1 f1

661 (95 +138)+183 0,5 72,7 −578 56

= 930

Н.

138

∑М B (Fi )= 0 : Fмl3 + RAY с1 − Fr1 (f1 + c1 )+ Fa1 0,5d1 = 0

RAY =

− Fмl3 + Fr1 (f1 + c1 )− Fa1 0,5d1

с1

= − 661 95 + 578 (56 +138)−183 0,5 72,7 = 309 Н

138

= 0 ; 309 −661−578 +930 = 0 ;

Перевірка: RBY − Fм − Fr1 + RAY

Визначаємо реакції в опорах у площині хz.

∑М B

(Fi )= 0 :

RAX с1 − Ft (с1 + f1 )= 0

RAX =

Ft ( с1 + f1 )

1666 (138 +56)

= 2342

Н.

с1

138

∑М А(Fi )= 0 :

RВX с1 − Ft f1 = 0

ВX

Ft f1

1666 56

= 676 Н.

138

= 0 ; −676 −1666 + 2342 = 0 .

Перевірка: − RBX

− Ft + RAX

Сумарні реакції в опорах:

Rr1 =

RAX2

+ RAY2

23422 + 3092

= 2362 Н;

Rr 2 =

RBX2

+ RBY2

6762 + 9302

=1150 Н

325

Розділ 12				Приклади розрахунку і проектування передач
	À			Á
	À
Z
	Y
X	À		RBy	ÁR		Fa1
	À		RBy	ÁR

	FM			Ay	Ft	Fr1
		Ò1				Fr1
		Ò1	R	RAx
			Bx
			l3	f1	c1
			RBx	RAx		Ft
						Mx (Í ì)
						Fa1
		FM	RBy	RAy		Fr1
						My (Í ì)
						Ò1 (Í ì)
	Рисунок 2.7 – Розрахункова схема ведучого вала

326

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів.

Розіб’ємо ведучий вал (рис.2.8) на три ділянки. Побудуємо епюру у


площині yz.	M x	= −Fмz1 ; 0 ≤ z1 ≤ l3			= 95 мм.
1 ділянка.
Якщо	z1 = 0 ,		M x = 0 ;
якщо z = l3 , M x = −62,8 Нм
2 ділянка.	M x	= −Fм( l3 + z2 ) + RВY z2 ; 0 ≤ z2 ≤ с1 =138мм.
Якщо	z2 = 0 ,		M x	= −62,8 Нм;
якщо	z2 = с1 ,		M x	= −25,7 Нм
3 ділянка.	M x = −Fr1 z3 + Fа1 0,5d1 ; 0 ≤ z3 ≤ f1 = 56 мм.
Якщо z3 = 0 ,			M x = 6,65 Нм;
якщо z3 = f1 ,			M x = −25,7 Нм.
Будуємо епюри у площині xz.
1 ділянка.		M у = 0
2 ділянка.	M y	= −RBX z2 ; 0 ≤ z2 ≤ с2			=138 мм.
Якщо z2 = 0 ,			M y = 0 ;
якщоz2 = с2 ,			M y = −93,3 Нм.
3 ділянка.	M y	= −RВX ( с1 + z3 ) + RАX z3 ; 0 ≤ z3 ≤ f1 = 56 мм.
Якщоz3 = 0 ,			M y = −93,3 Нм;
якщоz3 = f1 ,			M y = 0 .

Ведений вал.

На вал передаються сили, які виникають у зачепленні конічної переда-

чі:

Ft = 1666 H, Fr2 = 183 H,

Fα2

= 578 Н та сили

від

ланцюгової передачі

= 1969 H. Із компоновки редуктора визначені лінійні розміри ділянок ва-

ла: с2

= 129 мм, f2 = 56 мм і l4 = 92 мм. Розрахункова схема вала зображена

на рис.2.8.

Визначаємо реакції в опорах у площині хz.

∑М D

(Fi )= 0 ; − RCx ( f2 + c2 ) + Ft c2 = 0 .

R =

Ft c2

1666 129

=1162 Н;

f2 + c2

56 +129

∑М C (Fi )

= 0 ; RDx ( f2 + c2 ) − Ft f2 = 0

RDx

Ft f2

1666 56

= 504 Н.

56 +129

f2 + c2

Перевірка: RСx − Ft + RDy = 0 ;

1162 −1666 + 604 = 0 ;

Визначаємо реакції в опорах у площині yz.

∑М

(F )= 0 :

+ c

)+ F

− F

− F l

= 0

a2 2

327

Розділ 12				Приклади розрахунку і проектування передач
		Â
À	Á
À	Á	Â	R		RDx
			Cx	2
				d
FB		RCy		Fr2	RDy
FB		RCy		Fa2	RDy
		l4	f2	Ft	c2
		RCx			RDx
				Ft
					Mx (Í ì)
				2
				d5,	RDy
				0
FB		RCy		Fr2
FB		RCy		Fa2
				Fa2
					My (Í ì)
					T2 (Í ì)
		Рисунок 2.8 – Розрахункова схема ведучого вала

328

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

−F

+ F

+ F l

230,3

−183 56+578

+1969 92

R =

α2

=1283 Н;

f2 +c2

56+129

∑М

(F ) = 0 :

− R (f

+ c

)+ F

+ F

+ F ( l

+ f

+ c

) = 0

D i

r 2

a2 2

+ F

+ c

)

f2 + c2

230,3

183 129

+578

+1969 (92 +56

+129)

= 3435 H.

56 +129

= 0 ;

Перевірка:

− RCy + Fr 2 + RDy + FB

Сумарні реакції:

−3435 +183 +1283 +1969 = 0 .

+ R

11622 + 34352

= 3626 Н;

Сx

Сy

RD =

RDx2

+ RDy2

5042 +12832

=1378 Н


	Побудова епюр згинаючих і крутних моментів.
	Розіб’ємо ведений вал (рис.2.9) на три ділянки. Побудуємо епюру у
площині yz.		M x		= 0 .
1	ділянка.						0 ≤ z2 ≤ f2 = 56 мм.
2	ділянка.	M x		= RСx f2 ;
	Якщо	z2 = 0 ,			M x	= 0	Нм;
	якщо	z2 = f2 ,			M x = 65,07 Нм.
3	ділянка. M x = RСx ( f2					+ z3 ) − Ft z3 ; 0 ≤ z3 ≤ с2 =129 мм.
	Якщо z3 = 0 ,				M x	= 65,07 Нм;
	якщо z3		= с2 ,		M x	= 0	Нм.
	Будуємо епюру у площині yz.
1	ділянка. M y = FВ z1 ;					0 ≤ z1 ≤ l4 = 92 мм.
	Якщо z1 = 0 ,				M x = 0 ;
	якщоz1 = l4 , M x =181,1 Нм.
2	ділянка. M y = FВl4 − RCy z2 ; 0 ≤ z2 ≤ f2 = 56 мм.
	Якщо z2		= 0 ,		M x	=181,1 Нм;
	якщо z2		= f2 ,		M y	= −11,2 Нм.

3 ділянка. M y = FВl4 − RCy z2 + Fa2 d22 + Fr 2c2 = 0 ; 0 ≤ z ≤ c2 =129 мм.

329

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Якщо	z3 = 0 ,	M y = −11,2 Нм;
якщо	z3 = c2 ,	M y = 0 Нм.

2.8 Розрахунок підшипників на довговічність

Навантаження на підшипник і його довговічність знаходяться у залеж-

ності

L = C m ,P

де L - довговічність підшипника до появи втоми, млн. об.; С- базова динамічна розрахункова вантажність; Р- динамічне еквівалентне навантаження на підшипник; m - показник степеня, для роликових конічних підшипників m= 10/3.

Динамічне навантаження

P = X Rr +Y Ra ,

де Rr , Ra - відповідно радіальне та осьове зовнішнє навантаження на

підшипник; Х,Y – відповідно коефіцієнти радіального та осьового динамічного навантаження, які визначаються з табл. 8.10.

Розрахуємо довговічність підшипників ведучого вала.

Навантаження на опорі А і В відповідно дорівнюють			Rr1 = 2362 Н ,
Rr2 =1150 Н . Кутова швидкість вала ω1 =152,6 с-1 , частота обертання ста-
новить n =1458 хв-1.
1
Параметр осьового навантаження вибираємо по типорозміру підшип-
ника із табл.Г6, (додаток Г), e = 0,3.
Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням:
		RaA − Fa − RaB = 0 .
За умовою відсутності зазору у підшипниках RaA ≥ S A ;			RaB ≥ SB .
Тут S A = 0,83eRr1		= 0,83 0,3 2362 = 588 Н ;
SB = 0,83eRr2		= 0,83 0,3 1150 = 286 Н.
Нехай RaА = S А	, тоді RaВ = 588 −183 = 405 Н.
Умова RaB ≥ SB	виконується.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі А.

Знайдемо відношення RaА = 588 = 0,249 . В залежності від значення е і пів-

Rr1 2362

відношення RaА знаходимо за табл.8.10 (див.розд.8) значення коефіцієнтів

Rr1

осьового і радіального навантаження. Х=1, Y=0. Тоді

P =1 2362 = 2362 Н.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі В.

330

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Знайдемо відношення	RaВ	=		405	= 0,352 . В залежності від значення е і
			1150
	Rr 2

співвідношення RaВ знаходимо за табл.8.10 (див.розд.8) значення коефіціє-

Rr 2

нтів осьового і радіального навантаження. Х=0,4, Y=2,0. Тоді

P = 0,4 1150 + 2,0 405 =1270 Н.

Довговічність підшипника визначаємо по більш навантаженому підшипнику. Довговічність підшипника у млн. об.

		40 103		10
		40 103		3
	L =				=12472 млн.об.,
	L =				=12472 млн.об.,

			2362
у годинах	Lh =		106 π 12472			=142,6 103 год.
у годинах	Lh =		1800 152,6			=142,6 103 год.
			1800 152,6

Рекомендована довговічність підшипника 10000…50000 годин. Отриманий результат виходить за межі рекомендованих значень. Але серед надлегкої серії роликових конічних підшипників даного типорозміру підшипників немає. Тому остаточно приймаємо для ведучого вала підшипники

7007109.

Розрахуємо довговічність підшипників веденого вала. Навантаження на опорі С і D відповідно дорівнюють RС = 3626 Н,

RD =1378 Н . Кутова швидкість вала ω1 = 48,44 с-1 , частота обертання ста-
новить n = 452,86 хв-1.
1
Параметр осьового навантаження вибираємо по типорозміру підшип-
ника із табл.Г6 (додаток Г), e = 0,41.
Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням:
− Ra − Fa2 + RaD = 0 .	С

За умовою відсутності зазору у підшипниках RaC ≥ SC ; RaD ≥ SD .

Тут SC = 0,83eRC = 0,83 0,41 3626 =1234 Н ;

SD = 0,83eRD = 0,83 0,41 1378 = 469 Н.

Нехай RaС = SС , тоді RaD =1234 + 578 =1812 Н. Очевидним є, що умова RaD ≥ SD виконується.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі С.

Знайдемо відношення RaС = 1234 = 0,34 . В залежності від значення е і спів-

RС 3626

відношення Ra знаходимо за табл.8.10 значення коефіцієнтів осьового і

радіального навантаження. Х=1, Y=0.

P =1 3626 = 3626 Н

331

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник в опорі D.

Знайдемо відношення

RaD

1812

=1,31. В залежності від значення е і спів-

1387

відношення

знаходимо за табл.8.10 значення коефіцієнтів осьового і

радіального навантаження. Х=0,4, Y=1,45.

P = 0,4 1387 +1,45 1812 = 3182 Н.

Довговічність підшипника визначаємо за максимальним навантажен-

ням

42,7 103

L =

= 3715 млн.об.

3626

Lh =

106 π 3715

=133,8 103 год.

1800 48,44

Отриманий результат виходить за межі допустимих значень. Динамічна вантажність роликових конічних підшипників 7007109 з діаметром d = 45 мм надлегкої серії С = 40 кН, а значить довговічність опор валів практично не зміниться. Тому остаточно приймаємо для веденог вала підшипники

7209.

2.8 Перевірка міцності шпонкових з’єднань

Шпонки, що використовуються в з‘єднаннях, розміри їх пазів і довжини шпонок вибрані за ГОСТ 23360-78 (табл.8.15). Вибрані шпонки призматичні з округленими торцями.

Шпонка під муфтою при діаметрі вала d = 32 мм має такі розміри:

b =10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, t2 = 3,3 мм, l = 56 мм.
Шпонка	під	зубчастим			колесом при діаметрі вала d = 55 мм має такі
розміри b =16 мм,		h =10 мм,				t1 = 6 мм,	t2 = 4,3 мм, l = 56 мм.
Шпонка	під	зірочкою ланцюгової передачі при діаметрі вала d = 40
мм має такі розміри b =12 мм, h = 8 мм,							t1 = 5 мм,		t2 = 3,3 мм,	l = 50 мм.
Матеріал	шпонок – сталь 45 нормалізована.								Допустимі	напруження
зминання при	стальній		маточині σ змadm =100...120 МПа , при чавунній -
σ змadm = 50...70 МПа.
Ведучий вал.
Перевіряємо міцність шпонки під муфтою.
Крутний момент на ведучому валу							T = 60,56 103 Нмм.
Напруження зминання							1
Напруження зминання
		σ		=		2Т1		≤ σ adm
			зм			d(h −t1 )(l −b)		зм
						d(h −t1 )(l −b)
332

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Підставимо числові значення і отримаємо

	2	60,56 103	adm
σ зм =			= 27,43 МПа≤ σ зм .
σ зм =	32(8	−5)(56 −10)	= 27,43 МПа≤ σ зм .

Ведений вал.

З двох шпонок – під зубчастим колесом і під зірочкою ланцюгової передачі – найбільше навантажена є друга (менший діаметр вала і тому більші навантаження на шпонку). Перевіряємо шпонку під зірочкою ланцюгової передачі.

Крутний момент на ведучому валу T2 =181,36 103 Нмм. Напруження зминання

						2Т		≤ σ змadm .
				σ зм =		2
						d(h −t )(l −b)
						1
Підставимо числові значення і отримаємо
			σ зм	=	2 1781,36 103		= 79,54 МПа.
					40(8	−5)(50 −12)
		σ зм ≤ σ змadm
Умова				виконана.
			2.9 Перевірний розрахунок валів
Перевірний розрахунок вала полягає у визначенні коефіцієнта запасу
міцності	S	для	небезпечного			перерізу вала. Допустимий коефіцієнт запасу
міцності	вала		для редукторів загального призначення беруть у межах

Sadm=2,0…2,5.Розглянемо можливі небезпечні перерізи кожного вала.

Ведучий вал.

Матеріал вала той же, що і для шестірні (шестірня виконана заодне з валом), тобто сталь 45, термообробка - поліпшення, σB = 750 МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

σ−1 ≈ 0,45 750 = 337,5 МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

τ−1 ≈ 0,25 750 =187,5 МПа.

Переріз А-А. Розглянемо січення при передачі крутного моменту від двигуна через муфту. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу (див.табл.7.8). Згинаючий момент у перерізі

М		= F			l −b	= 661		56 −10			=15,2 103 Нмм.
								2
	1		M	2
Площа поперечного перерізу, що має шпонковий паз
			πd	2			3,14 32		2		2
A =					−bt	=				−10 5 = 754 мм .
			4				4
				1							що має шпонковий паз
Осьовий момент опору для перерізу,

333

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

πd 3

(d −t

π 323

5(32 −

5)2

W =

−

= 2,65 10

мм .

2 32

Полярний момент опору для перерізу, що має шпонковий паз

πd 3

(d −t )2

π 323

10 5(32 −5)2

Wρ =

−

= 5,86 10

мм .

2 32

Коефіцієнт запасу міцності перерізу

S =

Sσ

Sτ

Sσ2 + Sτ2

де Sσ - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями; Sτ - кое-

фіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями. Вказані коефіцієнти визначаються за відповідними формулами

Sσ =

σ−1

;

Sτ

τ−1

Kσ

+ψ

Kτ

+ψ

KF Kd

a KF Kd

де σ−1 - границя витривалості

матеріалу

при

згині;

τ−1 - границя витри-

валості матеріалу при кручені;

σа - амплітудне значення

згинаючих на-

пружень; σт - середнє значення

постійного

нормального напруження;

τа ,τт - відповідно

амплітуда

та

середнє

значення дотичних

напружень;

Кσ , Кτ - ефективні коефіцієнти

концентрації

напружень;

КF -

коефіцієнт

стану поверхні; Кd - коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів поперечного перерізу вала; σB - границя міцності матеріалу.

Приймаємо КF = 0,87 (табл.7.12), Кσ =1,775 (табл.7.8), Кτ =1,65 (табл.7.8), Кd = 0,845 (табл.7.11).

Коефіцієнти, що враховують чутливість до асиметрії циклу

ψσ = 0,02 + 0,0002σ B = 0,02 + 0,0002						750 = 0,17 ;
	ψτ = 0,5ψσ			= 0,5 0,17 = 0,085.
Амплітуда напружень згину				15,2 103
σ	а= σ зг =	М	=		= 5,74	МПа.
		W		2,65 103

Середнє напруження циклу

σт = FAa = 183754 = 0,243 МПа,

де Fa - осьова сила.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень для вала, що обертається в один бік

τа =τm = 0,5τ =	T	=	60,56 103	= 5,17 МПа
	2Wρ		2 5,86 103

334

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями


Sτ	=		187,5				=15,57
			1,65
	5,17				+ 0,085	5,17
			0,87 0,845
Коефіцієнт запасу міцності
		S =		24,28 15,57		=13,1

			24,282 +15,572

Переріз Б-Б. Концентрацію напружень викликає наявність пресової посадки під підшипником (див.табл.7.10). З двох підшипників вибираємо для перевірки січення під підшипником А, так як згинаючі моменти в даному

січенні більші. Вибираємо із табл.7.10: KF

= 0,87 ;

Кσ

= 3,6 ;

Кτ

= 2,56 ;

Кd

Згинаючий момент у перерізі (рис.2.8)

Кd

M = Мx2 + M y2

79,92 + 24,62 = 83,6 103 Нмм.

Осьовий момент опору для круглого перерізу

πd 3

3,14 453

W = 32

8,94 10

мм .

Полярний момент опору для круглого перерізу

π d 3

3,14 453

Wρ =

=17,88 10

мм .

Амплітуда напружень згину

σ а=

83,6 103

= 9,35 МПа.

8,94 103

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

τа

=τm =

60,56 103

=1,69 МПа.

17,88 103

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Sσ

337,5

= 8,72 .

9,35

3,6

0,87

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Sτ

187,5

= 36,64

2,56

1,69

+ 0,085 1,69

0,87

335

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Коефіцієнт запасу міцності

= 8,72 36,64 =

S 8,48 . 8,722 + 36,642

Такий великий коефіцієнт запасу міцності обумовлений тим, що матеріал вала визначається матеріалом шестірні, а також з конструктивних міркувань збільшено діаметр вихідного кінця вала.

Ведений вал. Матеріал вала – сталь 5 нормалізована, σB = 570 МПа. Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

σ−1 ≈ 0,45 570 = 256,5МПа

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

τ−1 ≈ 0,25 570 =142,5МПа

Переріз А-А. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу. Приймаємо КF = 0,906 (табл.7.12), Кσ =1,6 (табл.7.8), Кτ =1,5

(табл.7.8), Кd = 0,87 (табл.7.11), ψσ = 0,134 , ψτ = 0,067 .

Площа поперечного перерізу

A = 3,14 402 −12 5 =1196 мм2. 4

Згинаючий момент

М3 = FВ l −2 b =1969 50 2−12 = 37,41 103 Нмм.

Момент опору

π 40

12 5 ( 40 −5 )2

W =

−

5,36 10

мм .

2 40

Амплітуда напружень згину

а=

37,41 103

= 6,98

МПа.

5,36 103

Середнє напруження циклу

σm =

578

= 0,483 МПа.

1196

Полярний момент опору

π 40

5 ( 40 −

5 )2

Wρ =

−

=11,64 10

мм .

2 40

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

τа

=τm

181,36 103

= 7,79 МПа.

2 11,64 103

Коефіцієнт запасу міцності			за нормальними напруженнями
Sσ =			256,5			=18,2
	6,98	1,6
				+ 0,483	0,134
		0,906	0,87

336

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Sτ =		142,5			= 9,28
	7,79	1,5
			+ 0,067	7,79
		0,906 0,87

Коефіцієнт запасу міцності

= 18,2 9,28 =

S 8,27 . 18,22 + 9,282

Переріз Б-Б. Концентратором напружень є наявність переходу від діа-

метра d = 40 мм до діаметра d = 45 мм. При	D	=	45	=1,125 і	r	=	1	= 0,025
	d		40		d		40
Кσ = 2,34 (табл.7.5), Кτ =1,5 (табл.7.5).

Згинаючий момент

М4 = FВ 2l =1969 602 = 59,07 103 Нмм.

де l – довжина посадочної ділянки вала під зірочку. Площа поперечного перерізу

A = 3,14 402 =1256 мм2. 4

Момент опору

W = π 32403 = 6,28 103 мм3.

Амплітуда напружень згину


σ а=	59,07 103				= 9,41 МПа.
σ а=	6,28 103				= 9,41 МПа.
	6,28 103
Середнє напруження циклу
σm =			578	= 0,46 МПа.
σm =		1256		= 0,46 МПа.
Полярний момент опору		1256

Wρ = 2 6,28 103 =12,56 103 мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

τа =τm =	181,36 103		= 7,22 МПа.
	2	12,56 103

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Sσ =		256,5		=10,53 .
	9,41	2,34	+ 0,46 0,134

		0,906

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

337

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Sτ =

142,5

=11,46 .

1,5

7,22

+ 0,067

7,22

0,906

Коефіцієнт запасу міцності

S =

10,53 11,46

= 7,75 .

10,532 +11,462

Переріз В-В.

Концентратором напружень є наявність пресової посадки

під підшипником:

Приймаємо

Кσ

= 2,9 (табл.7.10),

Кτ

= 2,14 (табл.7.10),

Кd

KF = 0,906 (табл.7.12). Площа поперечного перерізу

A = 3,14 452 =1590 мм2. 4

Згинаючий момент М =181,1 103 Нмм. Момент опору

W = π 32453 = 8,94 103 мм3.

Амплітуда напружень згину

σ = 181,1 103 = а 20,26 МПа.

8,94 103

Середнє напруження циклу

σm = 1590578 = 0,363 МПа.

Полярний момент опору

Wρ = 2 8,94 103 =17,88 103 мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

τа =τm =	181,36 103		= 5,07 МПа.
	2	17,88 103

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями


Sσ	=		256,5					= 3,95 .
Sσ	=		2,9					= 3,95 .
	20,26		2,9		+ 0,363	0,134
	20,26		0,906		+ 0,363	0,134
			0,906
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями
Sτ	=		142,5				=11,57 .
Sτ	=	2,14					=11,57 .
	5,07	2,14		+ 0,067 5,07
	5,07	0,906		+ 0,067 5,07
		0,906

Коефіцієнт запасу міцності

338

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

= 3,95 11,57 =

S 3,74 . 3,952 +11,572

Увсіх випадках S>Sadm.

2.10Вибір посадок основних деталей редуктора. Вибір сорту масла і системи змащування

Посадки призначимо відповідно до вказівок, що дані у табл.10.29 (див. розд.10.6). Посадка зубчастих коліс на вал Нр67 згідно з ГОСТ 25347-82.

Посадка муфти на вал редуктора Нh67 . Решту посадок призначаємо,

користуючись даними табл.10.29.

Змащування зубчастого зачеплення виконується зануренням зубчастого колеса в масло, яке залите в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса на всю довжину зубця. Об’єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,15 дм3 масла на 1 кВт потужності, що передається:

V = 0,15 9,335 = 1,4 дм3.

Згідно з табл.10.24 (див.розд.10.4) встановлюємо в’язкість мастила. При контактних напруженнях σн = 419,51 МПа і швидкості v = 5,55 м/с

в’язкість має бути приблизно рівна 22 10-6 м2/с. За табл.10.26 приймаємо індустріальне мастило И-20А ГОСТ 20799-75.

Камери підшипників будуть заповнені на 2/3 об’єму мастилом УТ-1

ГОСТ 1957-73.

339

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Рисунок 2.9 – Редуктор конічний одноступеневий

340

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

²íâ. ¹ îðèã. Ï³äïèñ ³ äàòà Âçàì. ³íâ. ¹ ²íâ. ¹ êîï. Ï³äïèñ ³ äàòà

мроФат	íîÇà	ç.îÏ	Позначення	Найменування	Ê³ë.	Ïðè-
			Позначення	Найменування	Ê³ë.	ì³òêà

				Документац³я

À1			ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.000ÑÊ	Складальне креслення

				Детал³

		1	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.001	Âàë	1
		2	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.002	Кришка	1
		3	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.003	Прокладка	2
		4	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.004	Втулка	1
		5	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.005	Вал-шестерня кон³чна	1
		6	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.006	Ê³ëüöå	1
		7	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.007	Втулка	1
		8	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.008	Стакан	1

		10	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.010	К³льце роспорне	1
		11	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.011	Прокладка	2

		13	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.013	Кришка	1
		14	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.014	Кришка	1
		15	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.015	Ê³ëüöå	2
		16	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.016	Колесо кон³чне	1
		17	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.017	Пробка зливна	1
		18	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.018	Прокладка	1
		19	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.019	Кришка оглядова	1
		20	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.020	Прокладка	1
		21	ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.021	Маслопоказник	1

			ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.000 ÑÊ

Çì. Ëèñò	¹ докум. П³дпис Дата
Розроб.		Редуктор кон³чний		Ë³òåðà			Аркуш	Аркуш³в
Перев.		Редуктор кон³чний			ó		1	3
			Складальне креслення
Н.контр.			Складальне креслення
Н.контр.
Çàòâ.			Êîï³þâàâ			Формат		A4
			Êîï³þâàâ			Формат		A4

341

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

²íâ. ¹ îðèã. Ï³äïèñ ³ äàòà Âçàì. ³íâ. ¹ ²íâ. ¹ êîï. Ï³äïèñ ³ äàòà

342

роФмат оЗна	Ïîç.	Позначення
		Позначення

22 ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.022

23 ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.023

Зм. Арк. ¹ докум. П³дпис Дата

	Найменування		Ê³ë.	Ïðè-
	Найменування		Ê³ë.	ì³òêà
	Кришка редуктора		1
	Корпус редуктора		1
	Стандартн³ вироби
	Болти ГОСТ 7798-70
	Ì6•18.58		4
	Ì8•35.58		6
	Ì8•25.58		12
	Ì10•40.58		9
	Ì12•85.58		4
	Гайка ГОСТ 5915-70
	Ì10.6		9
	Ì12.6		4
	ГайкаМ45•1.5 6Н
	ÃÎÑÒ 11871-80		1
	Шайба 45. 01. 05
	ÃÎÑÒ11872-80		1
	Шайба ГОСТ 6402-70
	8 65Ã 05		18
	10 65Ã 05		9
	12 65Ã 05		4
	Шпонка ГОСТ 23360-78
	10•8•56		1
	12•8•50		1
	16•10•56		1

ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.000 ÑÊ					Àðê.
					Àðê.
					2
Êîï³þâàâ		Формат		A	4

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

²íâ. ¹ îðèã. Ï³äïèñ ³ äàòà Âçàì. ³íâ. ¹ ²íâ. ¹ êîï. Ï³äïèñ³ äàòà

Формат	Çîíà	Ïîç.	Позначення	Найменування	Ê³ë.	Ïðè-
Формат	Çîíà	Ïîç.				ì³òêà
						ì³òêà
		44		Штифт 8•30
				ÃÎÑÒ 3129-70	2

				МанжетаГОСТ 8752-79
		45		38-58-7	1
		46		45-65-10	1
		47		П³дшипник2007206
				ÃÎÑÒ333-75	2
		48		П³дшипник7205
				ÃÎÑÒ333-75	2

					ÊÏ.ÂÍÃ-15.02.00.000 ÑÊ			Àðê.
								Àðê.
								3
Çì.	Àðê.	¹ докум.	Ï³äïèñ	Äàòà				3
					Êîï³þâàâ	Формат	A	4

343

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

11.3 Проектування приводу з одноступеневим черв’ячним редуктором

ЗАВДАННЯ НА ПРОЕКТУВАННЯ

Спроектувати привід для технологічної виконавчої машини, який складається з електродвигуна 1, пружної втулково-пальцевої муфти 2, одноступеневого черв’ячного редуктора з нижнім розміщенням черв’яка 3, ланцюгової муфти 4 (рис.11.3). Потужність на вихідному валі привода стано-

вить Рвих=4027 кВт. Кутова швидкість вихідного вала ωвих =4,43 с-1. Навантаження постійне одного напрямку. Виробництво одиночне. Термін роботи

К =12 років. Коефіцієнт річного використання КР = 0,8 . Коефіцієнт добового використання КД = 0,7 . Режим навантаження – середній нормальний.

1	2	4
1	2
		3

Рисунок 12.3 - Привід з одноступеневим черв’ячним редуктором

3 ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ

3.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Загальний ККД привода

η =η1 η2 η3 η43 = 0,99 0,8 0,99 0,993 = 0,761 ,

де η1 – ККД пружної втулково-пальцевої муфти; η2 – ККД черв’ячної пере-

дачі редуктора; η3 – ККД ланцюгової муфти; η4 – ККД пари підшипників кочення.

Значення η1,…η4 приведені в таблиці 2.1 розділу 2. Розрахункова потужність двигуна

Pдв р = Pηвих = 04027,761 = 5292 Вт.

343

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Розрахункове значення потужності знаходиться між паспортними значеннями 4 і 5,5 кВт, потужностей асинхронних електродвигунів змінного струму серії 4А (таблиця А1, додаток А). Визначимо величину перевантаження двигуна потужністю 4 кВт

П =	Рдв − Рдв. р	100% =	4 −5,292	100% = 32,3% > [8%].
	Рдв − Рдв. р		4 −5,292

	Рдв		4
	Рдв		4

Так як перевантаження двигуна потужністю 4кВт більше допустимої норми, то вибираємо двигун потужністю 5,5 кВт.

Цьому значенню потужності відповідають двигуни з синхронними частотами обертання 750, 1000, 1500, 3000хв-1. Згідно рекомендацій розділу 2 основними типами двигунів приводів загального машинобудування є двигуни з частотами 1000 і 1500 хв-1, тому, попередньо, вибираємо двигуни двох типів:132S2, частота 1000 хв-1 i 112M4, частота 1500 хв-1. Асинхронні (дійсні) частоти обертання валів цих двигунів визначаються за формулами

nдв.1

= nс.

(1 − s)=1000(1 − 0,033)= 967хв−1 .

nдв.2

= nс. (1 − s)=1500(1 − 0,037)=1445хв−1 ,

де s – коефіцієнт ковзання двигуна, таблиця А1, додаток А.

Частота обертання вихідного вала приводу

вих =

ωвих

30 4,43

= 42,30хв

−1

Загальне передаточне число приводу в залежності від вибраного типу

двигуна

nдв1

uзаг

967

= 22,86.

nвих

42,3

nдв2

1445

= 34,16.

заг2

nвих

42,3

Згідно схеми приводу, рис.1.1, загальне передаточне число приводу рі-

вне передаточному числу одноступеневого черв’ячного редуктора. Найближчі стандартні значення передаточних чисел редуктора, в зале-

жності від типу двигуна, u1 = 22,4

і u2 = 35,5, таблиця 2,5, розділ 2.

Величина відхилення стандартних значень u від розрахункових стано-

вить

−uзаг

100% =

22,4 −

22,86

100 = 2,0% ≤ [4%].

22,4

−uзаг2

100% =

35,5 −34,16

100 = 3,8% ≤ [4%].

35,5

Для двигуна типу 132S2 відхилення

u має менше значення і крім то-

го, в інтервалі передаточних чисел черв’ячної передачі 14…28, можна застосовувати двозахідний черв’як. Керуючись цими міркуваннями остаточно

344

<<< < Предыдущая 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 3839 / 6539 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
16.08.20191.31 Mб12Kursova.doc
#
16.09.2019420.86 Кб3kursova.doc
#
09.12.2018500.22 Кб27Kursova_Igor_burdilyak.doc
#
13.09.2019288.64 Кб2kursova_robota_1.docx
#
09.09.20191.32 Mб3Kursova_robota_mekhanika_xer_1.docx
#
17.02.201623.32 Mб112Kursove_proektuvannya_1_dm.pdf
#
18.11.20191.53 Mб0kurs_cor.doc
#
10.11.201918.76 Mб2kyivska obl_2009.doc
#
10.11.201925.64 Mб10kyiv_2009.doc
#
27.11.201944.35 Кб2kyrsova 4.docx
#
27.11.2019111.56 Кб1KYRSOVA.docx