Определение размеров корпусных деталей

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

мм

мм

Исходя из рекомендаций (с.54 ) принимаем толщину стенки корпуса и крышки редуктора мм

Рекомендованные диаметры болтов, соединяющих:

Редуктор с рамой:

мм

Принимаем болты с резьбой М16

Корпус с крышкой у бобышек подшипников:

Принимаем болты с резьбой М10

Корпус с крышкой по периметру соединения:

Принимаем болты с резьбой М8

Ширина фланцев редуктора:

Фундаментного:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

S₁=δ+x+k₁=

Корпуса и крышки по периметру:

S₃=δ+x+k₃=

Толщина фланцев редуктора:

Фундаментного: δ_фл1=2,3* δ=

Корпуса (с крышкой): δ_фл2=1,5* δ=

Крышки (соединённой с корпусом): δ_фл2=1,35* δ_кр=

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

9.Подбор подшипников качения по долговечности

В результате расчетов необходимо подобрать подшипники (принятого типа) такой долговечности L_h, которая бы незначительно отличалась от требуемого срока службы L_треб, принятого в исходных данных. Желательно, чтобы L_h ≥ L_треб.

9.1.Подбор подшипников на тихоходном валу:

Выбираем подшипники шариковые радиальные с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328-75) лёгкой серии (табл. 7.10.2, стр. 105):

Определяем суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей.

Ведем расчеты по первому,т.к

Принимаем подшипник 210 – (стр. 105, таб. 7.10.2), у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность. , ,срок службы редуктора .

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:

где - коэффициент безопасности условия работы:

- коэффициент теплового режима:

Наиболее нагружена первая опора, расчёт ведём по ней:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 15000 часов, а выбранного подшипника – 995328,9 часов.

9.2.Подбор подшипников на быстроходном валу:

Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) лёгкой серии (табл. 7.10.2, стр. 105):

Определяем суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей.

Ведем расчеты по первому,т.к

Принимаем подшипник 206 – (стр.105, таб. 7.10.2), у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность. , ,срок службы редуктора

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:

где - коэффициент безопасности условия работы:

- коэффициент теплового режима:

Наиболее нагружена первая опора, расчёт ведём по ней:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.015.ПЗ БНТУ 105081.018.ПЗ

Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 15000 часов, а выбранного подшипника – 24948,71 часов.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

12.проверочный расчёт валов на выносливость

12.1 Расчет быстроходного вала на выносливость

Наиболее нагруженным сечением быстроходно вала – как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки – является место под подшипником (точка С (d=30 мм)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s> [s] = 1,5…2,5 (cтр. 186, [2]).

Исходные данные:

материал вала сталь 40X улучшенная;

предел прочности σ_в = 900 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 410 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 240 МПа;

коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ=0; ψ_τ=0.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W)

и кручении ( ):

W=πd³/32=3.14*30³/32= 2649мм³

W_p= πd³/16=3.14*30³/16= 5299мм³

где диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений( ) и постоянные составляющие ( ) (cтр. 186, [2]).:

σ_а=M_u/W=133270/2649=50МПа,

где M_u =133270─ максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

τ _a= τ _m= τ _k/2= T₂/(W_p*2)=81164/(5299*2)=7,66 МПа

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Kσд=(Kσ/Kд+K_F-1)*1/Kv= Kσ/Kд=34,3

K τ д= (K τ/Kд+K_F-1)*1/Kv= 3

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

(рис. 15.4, cтр. 190, [2]);

(рис. 15.4, cтр. 190, [2]);

K_F =1- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (табл. 15.8, cтр. 189, [2]);

Kv=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 15.3, cтр. 189, [2]);

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

S σ= σ_-1/( σ_а*Kσд+ ψ_σ* σ_m)= 410/(50 *4,3)=1,9

S τ= τ_-1/( τ_a* K τ д+ ψ τ * τ _m)= 240/(7,66*3,0)=10,44

Общий коэффициент запаса прочности:

S= =1,9>[S]

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

12.2 Расчет тихоходного вала на выносливость

Наиболее нагруженным сечением быстроходно вала – как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки – является место под подшипником (точка В (d=50 мм), рис. 6.2.).

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s> [s] = 1,5…2,5 (cтр. 186, [2]).

Исходные данные:

материал вала сталь 40X улучшенная;

предел прочности σ_в = 900 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 410 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 240 МПа;

коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ=0; ψ_τ=0.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W)

и кручении ( ):

W=πd³/32=3.14*50³/32=12266 мм³

W_p= πd³/16=3.14*50³/16=24531 мм³

где диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений( ) и постоянные составляющие ( ) (cтр. 386, [7]):

σ_а=M_u/W=112318/12266=9,2 МПа,

где M_u =112318─ максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

τ _a= τ _m= τ _k/2= T₃/(W_p*2)=314,871/(24531*2)=6 МПа

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Kσд=(Kσ/Kд+K_F-1)*1/Kv= Kσ/Kд=3,65

K τ д= (K τ/Kд+K_F-1)*1/Kv= 2.6

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

(рис. 15.4, cтр. 190, [2]);

(рис. 15.4, cтр. 190, [2]);

K_F=1- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (табл. 15.8, cтр. 189, [2]);

Kv=1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 15.3, cтр. 189, [2]);

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

S σ= σ_-1/( σ_а*Kσд+ ψ_σ* σ_m)= 410/(9,2*3.65)=12,2

S τ= τ_-1/( τ_a* K τ д+ ψ τ * τ _m)= 240/(6*2.6)=15,38

Общий коэффициент запаса прочности:

S= =9,6>[S]

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

4.2.Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

1. Передаваемая мощность Р₂ = 3,435 кВт.

2. Частота вращения вала двигателя n₂ = 1600 мин^–1.

Выбираем сечение ремня в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения. [3, с.83, рис.5.2.]; Получаем клиновой ремень нормального сечения Б.

Принимаем

Диаметр ведомого шкива :

ε = 0,01 - коэффициента упругого скольжения.

По стандартному ряду принимаем

Фактическое передаточное число с учетом коэффициента упругого скольжения ε = 0,01:

;

Отклонение от заданного значения

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ

что допустимо. Рекомендуют Δu £ 4 %.

Определим скорость ремня:

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.015.ПЗ БНТУ 105081.018.ПЗ

Выбираем ориентировочное межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка:

0,7 × (D₁ + D₂) £ а £ 2 × (D₁ + D₂);

0,7 × (355 + 125) £ а £ 2 × (225 + 125);

244,3 £ а £ 698.

Принимаем а = 400 мм.

Расчетная длина ремня

s w:space="720"/></w:sectPr></wx:sect></w:body></w:wordDocument>"> ;

Стандартная ближайшая длина ремня L_p = 2000 мм.[3, табл.К31];

Уточняем межосевое расстояние для выбранной длины ремня:

Где w=

q= =

Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня:

мм

Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы:

мм

Определим угол обхвата на малом шкиве:

;Окружное усилие:

;

Условие n £ 10 с^–1 выполняется.

Исходное удельное окружное усилие K₀ определяем из табл. 9.4 по значению касательного напряжения в ремне ( s₀ = 1,5МПа); K₀ = 2,05 МПа.

Допускаемое удельное окружное усилие

K = K₀ × С₁ × С₂ × С₃,

где С₁, С₂, С₃ – поправочные коэффициенты:

С₁ =0,96– коэффициент угла обхвата (табл. 9.5);

С₂ =1,05– коэффициент скорости (табл. 9.6);

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105081.018.ПЗ

С₃ =1– коэффициент режима работы (табл. 9.7).

K = 2,05 × 0,98 × 1,0 × 1,0 = 2,009 МПа.

Необходимое число ремней

;

Принимаем z = 2

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.015.ПЗ БНТУ 105081.018.ПЗ

Сила, действующая на валы:

F_n = 2s₀ × A × Z × sin (a / 2) = 2 × 1,2 × 138 × 5 × sin (169,224° / 2) = 659,473H.

Расчетная долговечность ремня

m – показатель степени (для клиновых ремней m » 8).

где s_N – временной предел выносливости (для клиновых ремней принимаем s_N = 9 МПа);

k₁ – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба ( k₁ = 1,9;);

k₂ – коэффициент, учитывающий режим работы передачи (при постоянной нагрузке k₂ = 1).

s_max – максимальное напряжение в цикле для ремней;

s_max = s₀ + s_t / 2 + s_и + s_ц,

Напряжение от окружного усилия

s_t / 2 = F_t / 2A

;

; где

.

[5, с.121]; ;

.

;

;

+1400* =12,667МПа

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ 105091.018.ПЗ