Техническое задание на проектирование

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.4 Проверочный  расчет валов по коэффициентам

запаса прочности

 

Определяем коэффициента запаса прочности в опасном сечении.

По справочным данным для  материала валов [5]: сталь 40, = 610 МПа; = 450 МПа; = 250 МПа; = 0,1; = 0,05.

Сначала определяем коэффициент  для нормальных напряжений:

, (5.2)

где - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба, МПа; - амплитуда номинальных напряжений изгиба, МПа, вычисляется по формуле:

, (5.3)

где М - момент в опасном сечении вала, Н·м; - осевой момент сопротивления сечения вала - для вала сплошного сечения; для вала, ослабленного шпоночным пазом, определяется по таблицам.

- коэффициент чувствительности  материала к асимметрии цикла  напряжений при изгибе [5];

- среднее значение номинального  напряжения, = 0;

- эффективный коэффициент концентрации  напряжений для детали, ;

- масштабный коэффициент. Значения  и выбираются по справочным данным в зависимости от диаметра вала d [5].

Коэффициент запаса для касательных  напряжений определяется по формуле:

, (5.4)

где - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения, МПа; - амплитуда номинальных напряжений кручения, ,

Т - крутящий момент, передаваемый валом, Н·м;

- полярный момент сопротивления,  - для вала сплошного сечения; для вала ослабленного шпоночным пазом, определяем по таблицам.

- среднее значение номинального  напряжения, = 0;

- эффективный коэффициент концентрации  напряжений для детали, ;

- масштабный коэффициент. Значения  и выбираются по справочным данным в зависимости от диаметра вала d.

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

. (5.5)

Быстроходный  вал:

Первым опасным сечением на быстроходном валу является сечение  по краям  шестерни, d = 30 мм, наибольший момент М = 73000 Н·мм. Определяем коэффициент запаса для этого сечения.

;

;

Па;

;

;

;

Па;

;

.

Поскольку коэффициент запаса прочности в данном сечении меньше, то его будем считать наиболее опасным.

Тихоходный  вал:

Первым опасным сечением на тихоходном валу является сечение колеса, ослабленное шпонкой, d = 36 мм, изгибающий момент М = 84500 Н·мм.

Определяем коэффициент  запаса для этого сечения. По справочным данным для материала валов [5]:

Сталь 40, = 610 МПа; = 450 МПа; = 250 МПа; = 0,1; = 0,05.

;

= 2;

;

Па;

;

;

;

;

;

Па;

;

.

Вторым опасным сечением является сечение подшипника, d = 36 мм, наибольший момент М = 48000 Н·мм. Определяем коэффициент запаса для этого сечения.

_Wp8590

;

= 2;

;

Па;

;

;

;

;

Па;

;

.

Поскольку коэффициент запаса прочности в данном сечении меньше, то его будем считать наиболее опасным.

 

6 Подбор и проверка  подшипников по требуемой долговечности

 

Для диаметра быстроходного  вала 30 мм подбираем подшипник №7306, его динамическая грузоподъемность равна C_0r = 46000 Н. Для диаметра тихоходного вала 36 мм выбираем подшипник № 7208, для него C_0r = 26300 Н [2].

Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

, (6.1)

где ω – угловая скорость вала, рад/с; - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; m – показатель степени, для роликовых подшипников m = 3,3.

Для определения эквивалентной  динамической нагрузки сначала определяем суммарные реакции в опорах подшипников.

, (6.2)

где R^г, R^в - реакция в подшипнике для горизонтальной и вертикальной плоскости соответственно, Н.

Для быстроходного вала:

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.

Далее определяем отношение:

, по данному отношению находим:

 

Определяем осевую составляющую радиальной нагрузки:

                                                                                             (6.3)

Далее определяем отношение:

где - осевая нагрузка, равная 686,81 Н, поэтому отношение для быстроходного вала:

,

Значит  < e, поэтому формула для определения эквивалентной нагрузки выглядит следующим образом [5]:

, (6.4)

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1 [5]; - наибольшая из двух реакций подшипников, Н; - коэффициент безопасности, для данного режима нагрузки изменяется в пределах (1÷1,2), принимаем =1,2; - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника менее 125°С = 1.

Для быстроходного вала:

.

.

< , значит, выбранный подшипник пригоден для конструирования подшипникового узла серии № 7306 с динамической грузоподъемностью равной C_r1 = 61000 Н.

Для тихоходного вала:

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.

Далее определяем отношение:

, по данному отношению находим:

 

Определяем осевую составляющую радиальной нагрузки:

 

                                                                                                                                     (6.5)

Далее определяем отношение:

где - осевая нагрузка, которая находится по формуле:

Для колеса:

Для шестерни: ,

Поэтому отношение для тихоходного вала для колеса:

Поэтому отношение для  тихоходного вала для шестерни:

 

 

Значит  > e, поэтому формула для определения эквивалентной нагрузки выглядит следующим образом [5]:

.                                      (6.6)

_{Для колеса:}

.

Для шестерни:

< , значит, выбранный подшипник пригоден для конструирования подшипникового узла серии № 7208 с динамической грузоподъемностью равной C_r2 = 35200 Н.

 

7 Расчет шпоночных соединений

Тихоходный вал

 

Для участка тихоходного  вала в месте посадки ступицы колеса: диаметр вала 36 мм подбираем призматическую шпонку: h = 8 мм, b = 10 мм, = 5 мм, = 3,3 мм, фаска 0,6…0,8 мм. Принимаем длину шпонки 90 мм [1].

Условие прочности шпонки на смятие выглядит следующим образом:

, (7.1)

где Т – крутящий момент, передаваемый тихоходным валом, Н·м; d - диаметр вала, м; - глубина паза под шпонку, мм; l_p - длина шпонки, мм;

[s]_см - допускаемое напряжение смятия, [s]_см = (30…50) МПа (при стальной ступице и спокойной нагрузке) [8];

Условие прочности на срез поперечной площади шпонки:

 (7.2)

где [t]_ср - допускаемое напряжение на срез, [t]_ср = (70..100) МПа [8].

Поскольку условия прочности  на смятие и на срез выполняются, значит, выбранная шпонка пригодна для конструирования  шпоночного соединения.

Для участка тихоходного  вала в месте посадки ступицы полумуфты: диаметр вала 42 мм подбираем призматическую шпонку: h = 8 мм, b = 12 мм,

= 5 мм, = 3,3 мм, фаска 0,4…0,6 мм. Принимаем длину шпонки 80 мм [1].

Напряжение смятия:

Напряжения среза.

Поскольку условия прочности  на смятие и на срез выполняются, значит, выбранная шпонка пригодна для конструирования  шпоночного соединения.

 

 

 

 

 

 

 

8 Конструирование корпуса редуктора

 

Корпус и крышку редуктора  изготовляем литьём  из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса редуктора 

     

      Принимаем  мм.

Толщина стенки крышки редуктора   

     мм.

     Принимаем 

Толщина верхнего пояса редуктора  

    

    Принимаем 

Толщина пояса крышки редуктора    

      

     Принимаем  мм.

Толщина нижнего пояса  редуктора    

     мм.

    Принимаем  мм

Диаметр фундаментных болтов    

     мм.

Принимаем мм.

Диаметр болтов соединяющих  корпус с крышкой редуктора 

 

 мм.

Диаметр болтов крепления  смотровой крышки к корпусу редуктора  принимаем с резьбой  М10  ГОСТ 7787-70.

Диаметр резьбы пробки  

 

 мм.

Принимаем мм.

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около  подшипника

 мм.

Ширина  пояса крепления  крышки и корпуса редуктора

 мм.

Расстояние между внутренней стенкой основания редуктора  и окружностью вершин зубьев колеса

    

     мм.

Принимаем мм.

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью  вершин зубьев колеса

 

 мм.

Диаметр резьбы маслоуказателя М16

9 Описание системы  смазки

 

Смазывание зубчатых зацеплений, подшипников применяется для  защиты от коррозии, для снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла  и продуктов износа от трущихся поверхностей.

Для данного редуктора  применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным  способом. Выбираем сорт смазочных  масел согласно ГОСТ 17479  И-Г-А-32 с кинематической вязкостью при 40^оС 32 мм²/с, марка масла объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5..0,8 литра на 1кВт, т.е. 15 л.

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

При смазывании зубчатых колес  окунанием подшипники качения смазываются  из картера в результате разбрызгивания масла колесами образование масляного  тумана и растекания масла по валам.

 

 

10 Краткое описание  и проверочный расчет муфты

 

Выбираем упругую втулочно-пальцевую  муфту. Передача вращающего момента  осуществляется пальцами, закрепленными  на фланце полумуфты ведущего вала. На пальцах напрессованы резиновые  втулки, входящие в отверстие на фланце полумуфты ведомого вала. В  зависимости от размеров муфты и  передаваемого момента число  пальцев может быть 4¸10. Муфта позволяет компенсировать осевые смещения 1¸5мм и радиальные до 0,1мм на 100мм диаметра муфты. Работают резиновые втулки на сжатие.

Для передаваемого тихоходным валом крутящего момента 220,03 Н·м выбираем муфту: диаметр фланца 170 мм, длина муфты 169 мм, диаметр расположения центров пальцев 116 мм, диаметр пальцев 18 мм, длина набора резиновых колец 82 мм [1].