- •Курсовая работа
- •Задание на курсовую работу
- •Технические характеристики привода
- •Оглавление
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •Проектный и проверочный расчет закрытой передачи
- •Выбор материала для червячных передач
- •Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
- •Проектный расчет закрытой червячной передачи
- •Тепловой расчет червячной передачи
- •Расчет червяка на жесткость
- •Расчет открытой передачи
- •Расчет клиноременной передачи
- •4. Расчет валов редуктора
- •4.1. Расчет валов
- •4.2. Проверочный расчет ведущего вала на статистическую прочность
- •5. Расчет подшибников
- •5.1. Расчет подшипников, ведущий вала редуктора (быстроходный вал)
- •Расчет подшипников ведомого вала редуктора (тихоходный вал)
- •Выбор муфты
- •Выбор системы смазки и сорта масла редуктора, уплотнений.
- •Список литературы:
Выбор муфты
В приводах электродвигателей с малыми и средними крутящими моментами применяют муфты упругие втулочно – пальцевые. Наличие в них упругих элементов смягчает толчки и удары.
По ГОСТ 21424 – 75 принимаем муфту с цилиндрическими отверстиями под концы валов ( тип I), исполнения – на длинные концы валов (исполнение 1).
Определяем расчетный крутящий момент
где Т – номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой;
Кр– коэффициент режима нагрузки, для конвейеров ленточных принимаем Кр= 1,5;
Т1– крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Т1= 37,9Н·м
Принимаем номинальный крутящий момент – 250 Н ·м (25кгс·м), диаметры соединяемых валов берем: электродвигатель – 38мм, редуктор – 32мм.
Муфта МУВП 250 – 32 – I.1 – 38 –I.1 ГОСТ 21424-75
Выбор системы смазки и сорта масла редуктора, уплотнений.
Для редуктора общего назначения обычно применяют непрерывное смазывание жидким маслом ввиде погружения зубчатых колес в масляную ванну (картерная смазка).
Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до V < 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.
Уровень масла в картере редуктора должен обеспечивать погружение венца колес на глубину не менее 10 мм. В многоступенчатых редукторах часто не удается погрузить зубья всех колес вмасло, т.к. для этого необходим очень высокий уровень масла, что может повлечь слишком большое погружение колеса тихоходной ступени и даже подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные шестерни или другие устройства.
При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5…0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные шайбы или кольца
Т.к. у нас V = 3,33 м/с, то возьмем индустриальное масло И – Г – А – 46 ГОСТ 17479.4 – 87.
Зубчатые колеса погружаются минимум на высоту зуба
где m– модуль зацепления;
d2– диаметр колеса
Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора
Vм = 0,6 х 7,5 = 4,5дм
Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируемым жезловым маслоуказателем. Слив отработанного масла производят через сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
В верхней части корпуса располагаем отдушину для снятия повышенного давления воздуха внутри корпуса.
Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки – УТ – 1 по ГОСТ 1957-73.
Расчет шпоночных соединений.
Все шпонки редуктора проверяем на смятие по условию прочности.
Напряжение смятия и условия прочности:
σсм = ≤ [σ]см,
где
[ σ]см = 100…120 Н/мм– допускаемое напряжение смятия при
стальной ступице
Принимаем шпонки призматические по СТ СЭВ 189-75.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Ведущий вал
Шпонка – на выходном конце вала.
dв = 32мм
bxh= 10 х8 мм
t1 = 5,0 мм
l= 70 мм – длина шпонки,
Т2=37,9 Н· м = 37,9Н·мм
σсм =< [σ]см
Ведомый вал
Шпонка – на валу при посадке зубчатого колеса
dк= 50 мм;
b х h = 14 х 9 мм;
t1 = 5,5 мм;
длина шпонки l= 55 мм;
момент на валу T2 = 176,210Нмм.
см = = 49 Н/мм[]
Шпонка – на выходном конце вала.
dв = 36мм
bxh= 10 х 8 мм
t1 = 5,0 мм
l= 70 мм – длина шпонки,
Т = 176,2Н· м = 176,2Н·мм
σсм = < [σ]см
Условие σсм < [ σ]см выполнено.
Проверка запаса прочности и выносливости валов
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнение их с требуемыми ( допускаемыми ) значениями[s ].Прочность соблюдена приs > [ s ].
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему ).
Производим расчет для предположительно опасных сечений вала.
Материал – сталь 40Х, нормализованная, σв= 980 Н/мм2
Пределы выносливости σ-1= 0,43σв = 0,43·980 = 421Н/мм;
τ-1 = 0, 58σ-1 = 0,58·421 = 244 Н/мм
1. Рассматриваем сечение вала при соединении вала редуктора с валом электродвигателя
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Момент сопротивления кручению (при dв = 32 ммb= 10ммt1 = 5,0 мм)
Wк нетто ==
Момент сопротивления изгибу
W нетто = =
Крутящий момент Мкр.= 37,9 Н ·м = 37,9 ·103Н·мм
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
М/= 19,8 ·103Н·мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
М//= 64·103Н·мм
Суммарный изгибающий момент
М = = 67·103Н·мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
τυ= τm== 3,23 Н/мм2
Амплитуда нормальных напряжений
συ == 25,3 Н/мм2
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ =,
где kσ= 1,7 – коэффициент концентрации напряжений;
kd= 0,77 –масштабный фактор;
sσ == 7,5
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s=,
где k= 2,0 – коэффициент концентрации напряжений;
kd = 0,77 –масштабный фактор;
= 0,1
s== 28
Результирующий коэффициент запаса прочности для рассматриваемого сечения
S=> [s] = 1,3 – 1,5
2. Рассмотрим сечение посадки зубчатого колеса на вал.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Крутящий момент Мкр.= 176,2 Н ·м = 176,2 ·103Н·мм
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
М/= 70,4 ·103Н·мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
М//= 52,9·103Н·мм
Суммарный изгибающий момент
М = = 88·103Н·мм
Момент сопротивления кручению (при dк2 = 50 ммb=14 мt1 = 5,5 мм
Wк нетто ==
Момент сопротивления изгибу
Wнетто ==
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
τυ= τm== 3,8 Н/мм2
Амплитуда нормальных напряжений
συ == 8,2 Н/мм2
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ =,
где kσ= 1,7 – коэффициент концентрации напряжений;
σ= 0,81 –масштабный фактор;
sσ == 24,5
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s=,
где k= 2,0 – коэффициент концентрации напряжений;
= 0,70 –масштабный фактор;
= 0,1
s== 21,7
Результирующий коэффициент запаса прочности для рассматриваемого сечения
S=> [s] = 1,6– 2,1