Сечение

1 сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:

– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 30572,237 = 8,722 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =

3,142 · 553 / 16 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 30572,237 мм³

где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;

– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].

– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];

– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 [1];

Тогда:

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 8,722 + 0,1 · 8,722) = 8,566.

Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе «Выбор муфт» и равна Fмуфт. = 225 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 225 мм, Находим изгибающий момент в сечении:

Mизг. = Tмуфт. · l / 2 = 2160 · 225 / 2 = 243000 Н·мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:

– амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 73028,93 / 14238,409 = 17,067 МПа,

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =

3,142 · 553 / 32 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 14238,409 мм³,

где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, где

Fa = 0 МПа – продольная сила в сечении,

– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];

– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];

– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 [1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 17,067 + 0,2 · 0) = 8,684.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 8,684 · 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 = 6,098

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

2 сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:

– амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 280800 / 21205,75 = 13,242 МПа,

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 603 / 32 = 21205,75 мм³

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 602 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,

– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];

– ks/es = 3,102 – находим по таблице 8.7 [1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 13,242 + 0,2 · 0) = 7,92.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:

– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 42411,501 = 6,287 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 603 / 16 = 42411,501 мм³

– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].

– kt/et = 2,202 – находим по таблице 8.7 [1];

Тогда:

St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,287 + 0,1 · 6,287) = 13,055.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,92 · 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 = 6,771

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:

– амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = Mизг. / Wнетто = 392181,848 / 20440,262 = 19,187 МПа,

здесь

Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D = 3,142 · 653 / 32 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 20440,262 мм³,

где b=18 мм – ширина шпоночного паза; t1=7 мм – глубина шпоночного паза;

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 652 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,

– ys = 0,2 – см. стр. 164 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];

– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 [1];

– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 [1];

Тогда:

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 19,187 + 0,2 · 0) = 7,724.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:

– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 47401,508 = 5,626 МПа,

здесь

Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =

3,142 · 653 / 16 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 47401,508 мм³,

где b=18 мм – ширина шпоночного паза; t1=7 мм – глубина шпоночного паза;

– yt = 0.1 – см. стр. 166 [1];

– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].

– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 [1];

– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 [1];

Тогда:

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 5,626 + 0,1 · 5,626) = 13,28.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,724 · 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 = 6,677

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

13. Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм² (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1 [1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

Dt = tм – tв = Pтр · (1 – h) / (Kt · A) £ [Dt],

где Ртр = 11,851 кВт – требуемая мощность для работы привода; tм – температура масла; tв – температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:

Dt = 11851 · (1 – 0,886) / (15 · 0,73) = 123,38o > [Dt],

где [Dt] = 50oС – допускаемый перепад температур.

Для уменьшения Dt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

Dt / [Dt] = 123,38 / 50 = 2,468, сделав корпус ребристым.

14. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10–20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 11,851 = 2,963 дм3.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 515,268 МПа и скорости v = 2,485 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30 · 10–6 м/с2. По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957–73 (см. табл. 9.14 [1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

15. Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы – Н7/р6, что по СТ СЭВ 144–75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора – Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11 [1].

16. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80–100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. – Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. – Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983 г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. – Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., «Детали машин» 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.