Курсовое проектирование

3.4 2.4 =0.1 [2. с166]

Изгибающий момент :

М= F x l= 47.2 Нхмм Осевой момент сопротивлений:

нормальных напряжений:

=17.8 мПа Полярный момент сопротивлений:

Wp=2xW=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

26мПа Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Суммарный коэффициент:

S= 3.2>[S]=2−2.5

Вывод: произведен расчет валов и подбор подшипников. Валы редуктора прочные. Выбраны подшипники № 305 на оба вала

4.

4. Расчет на сопротивление усталости (долговечность)

Для этого вида расчета должен быть полностью разработан рабочий чертеж вала.

Цель расчета: предотвращение усталостного разрушения вала в опасных сечениях в течение заданного срока службы.

При вращении вала напряжения изгиба σи (рис. 6.1) изменяются по симметричному циклу:

Rσ = - 1, σm = 0, σa = σи.

Напряжения кручения τк пропор-циональны моменту Т и изменяются (счи-тают условно) по отнулевому циклу:

Rτ = 0, τm = τa = τк /2.

Рис.

4.1 .Расчет выполняют в форме проверки общего коэффициента запаса прочности S в опасных сечениях вала, имеющих концентраторы напряжений.

S = S (S (/ (S (2 + Sτ2)1/ 2 ([S], (4.8)

где [S] = 1,5…2,5 — минимально допускаемое значение.

Коэффициенты запаса по нормальным S (и касательным S (напряжениям [1, c.169]:

S (= (-1D / (И =119/54=2.2

S (= 2(-1D / [(К (1 + ((D)]=2×56/(31×1.

1)=3.2

где напряжения в опасных сечениях равны

(И = 103 М / W=103×141.

3/π х 502/32=54

(К = 103T / WК=103×487/πх502/16=31

(-1D, (-1D — пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении :

(-1D = (-1 / K (D=119МПа

(-1D = (-1 / K (D =56 мПа где (-1, (-1 — пределы выносливости образцов материала вала при симметри-чном цикле нагружения ;

K (D, K (D — коэффициенты снижения пределов выносливости при переходе от образца материала к сечению реальной детали :

S=3.2×2.

2/(2.22 + 3.22)1/ 2 =1.9([S],

5.Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки [1, табл. 17.1]:

мм, (5.1)

мм, (5.2)

принимаем мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

мм Толщина нижнего фланца крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:

мм принимаем мм.

Диаметр болтов [1, табл. 17.1]:

фундаментальных:

мм, принимаем болты с резьбой М20 [1, табл. 6.13];

крепящих крышку к корпусу у подшипника:

мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с основанием корпуса:

мм,

принимаем болты с резьбой М12.

6. Выбор посадок.

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (колесами, шкивами), применяют шпонки и посадки с натягом.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением, применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колес следует создавать натяг. Рекомендуемая посадка колес передачи на вал — .

Посадки шпонок в пазы вала и ступицы регламентированы ГОСТ 23 360–78 для призматических шпонок. Поле допуска размера ширины призматической шпонки определено стандартом —. Шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза во всех случаях принимается. Поля допусков ширины шпоночных пазов отверстий принимаются для нереверсивной передачи .

Соединение вращающихся относительно радиально нагрузки внутренних колец подшипника с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной ступени вала. Поле допуска вала при установке подшипника принимается по. Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбирают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора: периодическое проворачивание наружного кольца полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазора в подшипниках и при температурных деформациях валов. Поле допуска отверстия для установки наружного кольца подшипника. Крышки подшипников устанавливаются в гнезда подшипников по посадке .

7. Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

В настоящее время в машиностроении для смазки зубчатых передач широко применяют картерную систему смазки (смазывание погружением и разбрызгиванием). Подшипники смазываются за счет масляного тумана, образующегося в корпусе редуктора.

Требуемую вязкость масла определим исходя из окружной скорости и контактного напряжения для каждой ступени редуктора :

для быстроходной ступени (при σН = 570 МПа, v = 0,597 м/с);

для тихоходной ступени (при σН = 625 МПа, v = 1,152 м/с);

Тогда требуемая кинематическая вязкость масла для редуктора:

. (7.1)

Для смазки редуктора принимаем индустриальное (или автотракторное) масло кинематической вязкостью .

Так как (7.2)

где n — частота вращения зубчатого колеса тихоходной ступени, мин-1;

d2 — диаметр зубчатого колеса тихоходной ступени, м;

то тихоходное колесо достаточно погрузить в масло на глубину равную по размеру четырем-пяти модулям: .

Таким образом, с учетом требований по минимальному расстоянию между вершинами зубьев колеса и корпусом (Δ3 = 9 мм), требуемая глубина масла в картере редуктора: 12,5 + 9 = 21,5 мм, принимаем глубину 22 мм.

По компоновочному эскизу редуктора и полученной глубине масла определим габариты масляной ванны:

(7.3)

Количество масла в картере, необходимого для смазки зацеплений:

(7.4)

Для уплотнения мест выхода ведущего и ведомого валов из корпуса редуктора применим резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752–79.

8.Выбор муфты

Исходя из характера производственного процесса и задания на проектирование редуктора для соединения выходного конца выходного вала редуктора и, предположительно вала конвейера, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает нагрузки на валы.

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов (dв2 = 45 мм) и по величине расчетного вращающего момента:

H· м

где = 1,4 — коэффициент режима работы [1, табл. 16.3];

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 710−45-I2-УЗ ГОСТ 21 424–93.

9.Эскизная компоновка редуктора Заключение

В ходе проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора были рассчитаны:

передачи редуктора;

ведущий и выходной валы редуктора;

конструктивные размеры зубчатой пары и корпуса редуктора;

рассчитаны допуски и посадки.

Для редуктора был подобран двигатель с необходимой мощностью, выбраны материалы зубчатой передачи, подобраны муфта, подшипники и шпоночные соединения.

Все узлы редуктора проверены расчетами на прочность.

По выполнении всех расчетов были сделаны эскизный чертеж редуктора, а также рабочие чертежи выходного вала и колеса редуктора.

Список литературы

Арон А. В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: уч. пособие. — Владивосток: Дальрыбвтуз, 1999. — 200 с.

Арон А.В., Зиборов С. Н. Руководство по проектированию приводов машин: уч. пособие. — Владивосток: МГУ, 2002. — 196 с.

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др. — М.: Машиностроение, 1980. — 351 с.

Решетов Д. Н. Детали машин. Учебник для вузов. — М.: Машиностроение, 1974. — 654 с.

Рис. 3.7

141.

— 50.8

50.8

Рисунок 3- Габаритные размеры электродвигателя серии 4А Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

151 001 418 20 00

Разраб.

подгорбунских

Провер.

Грязев С.Л.

Н. Контр.

Утверд.

.

Расчеты нормы времени на операцию

Лит.

Листов ГОУ СПО СО «ЕМТ»

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Разраб.

Провер.

Н. Контр.

Утверд.

Лит.

Листов