Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя
Осевые
составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников
SА = e · RА = 0,68 · 926 = 630 Н;
SБ = e · RБ = 0,68 · 535 = 364 Н;
SА – SБ = 630 – 364 = 266 Н
где е
= 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В
нашем случае
SБ < SА ; Fa = 3990 Н > SА – SБ = 266 Н
тогда
АБ
= SБ = 364 Н ; АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н
Рассмотрим
подшипник «Б».
Отношение
= е – осевую нагрузку не
учитываем.
Определяем
эквивалентную нагрузку
РВ
= V ×
RБ
×
Кб × Кт = 1 ×
535 ×
1 ×
1 ×
1 = 535 Н
где V
= 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);
Кб
= 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);
Кт
= 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).
Рассмотрим
подшипник «А».
Отношение
> е = 0,68 – осевую
нагрузку учитываем
При
α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213,
таблица 9.18].
Определяем
эквивалентную нагрузку
РА
= (X × V × RА + Y × АА) × Кб × Кт = (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1 = 4168 Н
Расчет
проводим по более нагруженному подшипнику «А».
Определяем расчетную
долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем
расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет
показывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000
часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал II (рисунок 4 )
Исходные данные для
расчета:
- суммарные радиальные
реакции опор RВ = 3225 Н, RГ = 6089 Н;
- частота вращения вала
n = 73 мин-1 (раздел 1).
- посадочный
диаметр вала dII = 55 мм.
На
вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно
намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру
подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138].
Характеристики подшипника в таблице 3
Таблица
3 – Характеристики подшипника
Обозначение |
Внутренний
диаметр, d, мм |
Наружный диаметр,
D, мм |
Динамическая
грузоподъемность С, Н |
Статическая
грузоподъемность С0, Н
|
2007111А |
55 |
90 |
76500 |
64000 |
Осевые
составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников
SВ = 0,83e · RВ = 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;
SГ = 0,83e · RГ = 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;
SГ – SВ = 1668 – 883 = 785 Н
где е
= 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В
нашем случае
SВ < SГ ; Fa = 1200 Н > SГ – SВ = 785 Н
тогда
АВ
= SВ = 883 Н ; АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н
Рассмотрим
подшипник «В».
Отношение
< е = 0,33 – осевую
нагрузку не учитываем.
Определяем
эквивалентную нагрузку
РВ
= V ×
RВ
×
Кб × Кт = 1 ×
3225 ×
1 ×
1 ×
1 = 3225 Н
Рассмотрим
подшипник «Г».
Отношение
> е = 0,33 – осевую
нагрузку учитываем
Определяем
эквивалентную нагрузку
РГ
= (X ×
V ×
RГ
+ Y ×
АГ) × Кб ×
Кт = (0,4 × 1 ×
6089 + 1,8 × 2083) ×
1 ×
1 = 6185 Н
где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] –
коэффициент радиального нагружения;
Y = 1,8 [4, с. 242, таблица 138] –
коэффициент осевого нагружения;
Расчет
проводим по более нагруженному подшипнику «Г».
Определяем расчетную
долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем
расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет
показывает, что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000
часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал III (рисунок 5)
Исходные данные для
расчета:
- суммарные радиальные
реакции опор RД = 2658 Н, RЕ = 6779 Н;
- частота вращения вала
n = 24 мин-1 (раздел 1).
- посадочный диаметр
вала dIII = 85 мм.
Так
как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую
передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем
радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217
ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4
Таблица
4 – Характеристики подшипника
Обозначение |
Внутренний диаметр, d, мм |
Наружный диаметр, D, мм |
Динамическая грузоподъемность С, Н |
Статическая грузоподъемность С0, Н
|
217 |
85 |
150 |
83200 |
53000 |
Расчет
проводим по более нагруженному подшипнику «Е».
Определяем
эквивалентную нагрузку
РЕ
= V ×
RЕ
×
Кб × Кт = 1 ×
6779 ×
1 ×
1 ×
1 = 6779 Н
Определяем
расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем
расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет
показывает, что расчетный ресурс Lh = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] =
6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
4.4 Проверка
шпоночных соединений
Проверяем на прочность
шпоночное соединение выходного конца вала I с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [sСМ] = 100 МПа [2, с. 170]
< [sСМ] = 100 МПа
где d = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты,
lP = l – b = 56
– 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами,
l = 56 мм – общая длина шпонки,
h = 8 мм – высота шпонки,
t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 10 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность
соединение вала II с шестерней и
червячным колесом
< [sСМ] = 100 МПа
где d = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP = l – b = 100
– 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 100 мм – общая длина шпонки,
h = 11 мм – высота шпонки,
t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность
соединение вала III с зубчатым колесом
< [sСМ] = 100 МПа
где d = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP = l – b = 160
– 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 160 мм – общая длина шпонки,
h = 14 мм – высота шпонки,
t1 = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпонки.
4.5 Расчет
валов на усталостную прочность
Определим
коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов,
принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а
касательные – по отнулевому (пульсирующему).
Вал I – сечение под опорой «А» (рисунок 3)
Исходные данные для
расчета:
- изгибающий момент под
опорой «А» М1 = 139826 Н·мм;
- диаметр
вала под опорой «А» dI = 35 мм;
Назначаем
материал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка –
закаленного токами высокой частоты) [2, с. 34, таблица 3.3], имеющую
механические свойства:
-
временное сопротивление
на разрыв sв = 570 МПа
-
предел
выносливости по нормальным напряжениям
s-1 = 0,43 · sв = 0,43 · 570 = 245 МПа
-
предел
выносливости по касательным напряжениям
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа
Определяем коэффициент
запаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения
– посадка с натягом)
где Ss – коэффициент запаса усталостной
прочности при изгибе
kσ /
(εσ∙β) = 2,83 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений изгиба, учитывающий тип концентратора (kσ),
диаметр вала (εσ) и шероховатость поверхности вала
(β);
sV – амплитуда цикла изгибных
напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу
сечения вала
ψσ =
0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
нормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикла
нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
где Fa = 3990 Н – осевая сила на червяке
(раздел 2)
St – коэффициент запаса усталостной
прочности при кручении
kτ /
(ετ∙β) = 3,27 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при
кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения
вала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 4209 = 8418 мм3
ψτ=
0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
касательных напряжений;
τm = tV = 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательных
напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из
расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для
опасного сечения вала S = 2,5
равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной
усталостной прочностью.
Вал I – сечение, проходящее через полюс
зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент в
середине червяка М2 = 389879 Н·мм;
- диаметр
впадин червяка dМI = 56 мм.
Определяем коэффициент
запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения –
резьба)
где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности
при изгибе
kσ /
(εσ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибных
напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу
сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
ψσ =
0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
нормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикла
нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
St – коэффициент запаса усталостной
прочности при кручении
kτ /
(ετ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при
кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения
вала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм3
ψτ=
0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
касательных напряжений;
τm = tV = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных
напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что
фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно,
рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок
4)
Исходные данные для
расчета:
- изгибающий момент
под зубчатой шестерней М2 = 566297 Н·мм;
- диаметр
вала под зубчатой шестерней dMII = 60 мм;
Материал вала – сталь 45
нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициент
запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор
напряжения – шпоночный паз)
где Ss – коэффициент запаса усталостной
прочности при изгибе
kσ /
(εσ∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибных
напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу
сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ =
0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
нормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикла
нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
где Fa = 1200 Н – осевая сила на червячном
колесе (раздел 2)
St – коэффициент запаса усталостной
прочности при кручении
kτ /
(ετ∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при
кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения
вала
мм3
ψτ=
0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
касательных напряжений;
τm = tV = 10,1 МПа – постоянная составляющая цикла
касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из
расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для
опасного сечения вала S = 3
больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает
достаточной усталостной прочностью.
Проверять
усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, так
как изгибающий момент в этом сечении М1 = 267651 Н·мм < М2 =
= 566297
Н·мм, а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же, как и для сечения в
месте посадки шестерни.
Вал III – сечение под зубчатым колесом (рисунок
5)
Исходные данные для
расчета:
- изгибающий момент
под зубчатым колесом М2 = 1613317 Н·мм;
- диаметр
вала под зубчатым колесом dМIII = 90 мм.
Определяем коэффициент
запаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентратор
напряжения – шпоночный паз)
где Ss – коэффициент запаса усталостной прочности
при изгибе
kσ /
(εσ∙β) = 2,4 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибных
напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу
сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ =
0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
нормальных напряжений;
sm = 0 МПа – постоянная составляющая
цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St – коэффициент запаса усталостной
прочности при кручении
kτ /
(ετ∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при
кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения
вала
мм3
ψτ=
0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
касательных напряжений;
τm = tV = 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных
напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из
расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимого
коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с.
162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)
Исходные данные для
расчета:
- изгибающий момент
под опорой «Д» М1 = 1195001 Н·мм;
- диаметр
вала под опорой «Д» dI = 85 мм;
Назначаем материал вала –
сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициент
запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения
– посадка с натягом)
где Ss – коэффициент запаса усталостной
прочности при изгибе
kσ /
(εσ∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибных
напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу
сечения вала
ψσ =
0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
нормальных напряжений;
sm = 0 МПа – постоянная составляющая
цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St – коэффициент запаса усталостной
прочности при кручении
kτ /
(ετ∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициент
концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при
кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения
вала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм3
ψτ=
0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей
касательных напряжений;
τm = tV = 11,2 МПа – постоянная составляющая цикла
касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из
расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для
опасного сечения вала S =
2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает
достаточной усталостной прочностью.
Заключение
При
выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера,
включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель,
соединенные втулочно-пальцевой муфтой.
Спроектированный
в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики,
обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям
машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.
2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.
3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.
4 Анурьев, В. И. Справочник конструктора –
машиностроителя, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 – 784 с.
|