Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1 = 250 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 – 2t = 250 – 2∙1,0 = 248 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 35 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙35 = 56 мм
принимаем dст = 56 мм
Длина ступицы lст = l1 = 50 мм.
10.7 Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 710 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·327,6 = 491 Н·м < [T]
Условие выполняется
10.8 Смазывание.
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)2,56 1,8 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,0 м/с и контактном напряжении σв=418 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 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: 10×8×40.
Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·67,9·103/35(8-5,0)(40-10) = 43,1 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 20×12×70. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·327,6·103/65(12-7,5)(70-20) = 44,8 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 16×10×63. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·327,6·103/50(10-6,0)(63-16) = 46,4 МПа
Во всех случаях условие σсм < [σ]см 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
Fв = 0,5DY = 0,5∙788= 394 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 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 σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]394 = 532 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙532/84 = 9 МПа < [σ] = 75 МПа
11.3 Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
при изгибе -1 0,43В = 0,43780 = 335 МПа;
при кручении -1 0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = Мх = 94,5 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π403/32 = 6,28·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·6,28·103 = 12,6·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 94,5·103/6,28·103 =15,0 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T1/2Wp = 67,9·103/2·12,6·103 = 5,4 МПа
Коэффициенты:
kσ/σ = 3,65; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,65·15,0 = 6,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,6·5,4 + 0,1·5,4) = 13,4
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 6,1·13,4/(6,12 + 13,42)0,5 = 5,5 > [s] = 2,5
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент
Ми = 298,6 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π553/32 = 16,3·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·16,3·103 =32,6 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 298,6·103/16,3·103 = 18,3 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T2/2Wp =327,6·103/2·32,6·103 = 5,0 МПа
Коэффициенты:
kσ/σ = 4,4; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·4,4 + 0,4 = 3,0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/4,4·18,3 = 4,2
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 195/(3,00·5,0 + 0,1·5,0) =12,6
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 =12,6·4,2/(4,22 +12,62)0,5 = 4,0 > [s] = 2,5
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 330∙200∙400 = 26,4∙106 мм3
L = 330 мм – длина редуктора;
В = 200 мм – ширина редуктора;
Н = 400 мм – высота редуктора.
Масса редуктора
m = φρV∙10-9 = 0,41∙7300∙26,4∙106∙10-9 = 79 кг
где φ = 0,41 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m/T3 = 79/327,6 = 0,24
При γ = 0,1÷0,2 технический уровень редуктора считается средним
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.