Расчет привода роликового конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Детали машин» изложены вопросы теории расчета и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом.

Курсовое проектирование по деталям машин является конструкторской работой, при выполнении которой применяются знания по многим техническим предметам. Данный проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к решению различных производственных задач. В процессе работы над проектом студенты получают навыки анализа существующих конструкций с учетом их преимуществ, недостатков, определения путей их устранения при использовании справочной литературы, ГОСТов, таблиц и т.д.; закрепить правила оформления пояснительной записки графическое оформление своих конструкторских решений.

ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ

Описание приводимой машины. Конвейеры роликовые применяют для перемещения штучных грузов, преимущественно удлиненной формы и делают в виде ряда последовательно установленных на прямолинейной или криволинейной раме роликов, на которые опирается перемещаемый груз-изделие. Расстояние между роликами задают таким образом, чтобы транспортируемый груз в любом положении опирался не менее чем на три ролика.

Эти конвейеры более производительны, поскольку силовая установка обеспечивает подачу грузов в заданном темпе; могут иметь значительную длину и угол наклона, что удобно при необходимости перемещать груз на другой уровень.

1. ОПИСАНИЕ ПРИВОДА

Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Основным премуществом цилиндриче- ских редукторов является их простота.

Источником механической энергии в приводе конвейера является асинхронный электродвигатель 4АМ132S8У3. Вращающий момент от вала электродвигателя 1 передается ведущему валу одноступенчатого цилиндрического вертикального редуктора 3 упругой муфтой 4, коротая компенсирует несоосность соединяемых валов.

Вращающий момент от ведущего вала редуктора передается ведомому валу посредством зубчатой цилиндрической косозубой передачи.

Вращающий момент от ведомого вала редуктора 3 передается валу привода, посредством цепной передачи 2.

Подбор электродвигателя

Мощность электродвигателя (формула 1.12 [1]):

= ,

= = 3,52 кВт.

где зобщ - общий КПД привода, зобщ = змзп3ззубзц;

зм - КПД муфты, зм = 0,98 (таблица 1.1 ([1]);

зп - КПД пары подшипников, зп = 0,99 (таблица 1.1 [1]);

ззуб - КПД зубчатой передачи, ззуб = 0,97 (таблица 1.1. [1]);

зц - КПД цепной передачи, зц = 0,92 (таблица 1.1.[1]).

зобщ = 0,980,9930,970,92 = 0,85;

Ориентировочно определяем частоту вращения вала электродвигателя, задаваясь передаточными числами передач в пределах рекомендуемых значений (таблица 1.1[1]:

nэ.тр.= nтuобщ ,

где uобщ - передаточное число привода, uобщ = uзубuц;

uзуб - передаточное число зубчатой передачи,uзуб = 3,5

(таблица 1.1 [1]);

uц - передаточное число цепной передачи, uц = 2 (таблица 1.1 [1]) принимаем малым для уменьшения размеров ведомой звездочки;

uобщ = 3,52 = 7

nэ.тр. = 90 7 = 630 мин -1

По Рэ.тр. и nэ.тр. подбираем электродвигатель 4АМ132S8У3, мощностью

Рэ.= 4 кВт и частотой вращения вала nэ. = 720 мин -1 (таблица 24.9 [1]), диаметр вала dв = 36 мм (таблица П1 [1]); (таблица 16.7.1 [2]).

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ

Уточняем передаточное число привода:

= = = 8.

Принимаем uц = 2. Тогда

= = = 4.

Мощность на валах редуктора:

Р1 = Рэ.тр.зм = 3,520,98 = 3,45 кВт;

Р2 = Р1зпззуб = 3,450,99 0,97 = 3,31 кВт.

Проверка: Рт = Р2зпзц = 3,310,990,92 = 3 кВт.

Частота вращения валов редуктора:

720 ;

=180 .

=90.

Вращающие моменты на валах редуктора:

45,8 Нм,

= 175,6 Нм.

привод роликовый конвейер

Ориентировочные диаметры валов при допускаемых значениях каксательных напряжений[ф] = 20 МПа:

22,5 мм;

принимаем 25 мм;35,3 мм;

принимаем 40 мм.

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА КОЛЕС И РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Исходные данные: Lh = 8 103ч, режим работы - весьма тяжелый.

Выбираем материал шестерни- сталь 40Х (улучшение + закалка ТВЧ):ув = 900 МПа, ут = 750 МПа, HB = 269…302(таблица 4.1 [1]). Для колеса- сталь40Х (улучшение):ув = 790 МПа, ут = 640 МПа, HB = 235…262 (таблица 4.1 [1]).

Предел контактной выносливости:

уHlim1 = 2HB + 70 = 2 285,5 + 70 = 641МПа (таблица 4.3 [1]);

уHlim2 =2HB + 70 = 2248,5 + 70 = 567 МПа (таблица 4.3[1]).

Расчетное число циклов напряжений (формула 4.3 [1]):

Nk1 = 60n1Lh= 608103 = 345,6106;

Nk2 = 60n2Lh = 601808103 = 86,4106.

Эквивалентное число циклов (с.107[1]):

NHE = KHENk ,

где KHE = 0,5 (график 1, рисунок 4.2, таблица 4.4 [1]);

NHE1 =KHE = 0,5345,6 106 = 172,8106;

NHE2 =KHE = 0,586,4 106 = 43,2 106.

Коэффициентдолговечности:

, 2,6 ?? 1,

где NHlim - базовоечислоциклов, NHlim1 = 25106, NHlim2 = 17106, (таблица4.2 [1]).

ТаккакNHlim1<NHE1, = 1, то

= 0,9.

Принимаем 1.

Допускаемые контактные напряжения (формула 4.1[1]):

,

где SHmin-коэффициентбезопасности, SHmin1 =SHmin2 =1,1.

= 1 = 583 МПа;

= 1 = 515 МПа.

В косозубых передачах и если разность твердостей шестерни и колеса большая, расчетное напряжение для цилиндрических колес (формула 4.5 [1]):

.

= 0,45(583 + 515) = 494 МПа,

[уH] = 1,25·[уH]min = 1,25 515 = 644 МПа.

Следовательно, [уH] = 494 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где - предел выносливости по напряжениям изгиба (таблица 4.3 [1]).

уFlimb1 =1,8HB = 1,8 285,5 = 514 МПа;

уFlimb4 =1,8HB = 1,8 248,5 = 447 МПа.

SFmin - коэффициент безопасности, SFmin = 1,75 (таблица 4.3[1]);

Yб - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки (передача нереверсивная), Yб= 1 (с.106[1]);

YN - коэффициент долговечности,

Для улучшения

, 4 ? YN ? 1 (4.8[1]);

где NFlim - базовое число циклов нагружений, NFlim = 4·106 (с.107[1]);

NFE - эквивалентное число циклов нагружений,(с.107[1]);

NFE = KFENk,

KFE1 = KFE2 = 0,3 (таблица 4.4 [1]).

NFE1 = 0,3 345,6 106 = 103,8 106;

NFE2 = 0,3 86,4 106 = 25,9 106.

ТаккакNFlim1 <NFE1, YN1 = 1; NFlim2 <NFE2, YN2 = 1.

= 294 МПа;

= 255 МПа.

Допускаемые напряжения при перегрузках (с.109[1]):

[уH]max1 = 2,8ут = 2,8 750 = 2100 МПа;

[уH]max2 = 2,8ут = 2,8 640 = 1792 МПа;

[уF]max1 =0,8ут= 0,8·750 = 600 МПа;

[уF]max2 =0,8ут= 0,8·640 = 512 МПа.

4. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем ориентировочно шаг цепи (формула 6.33[1]):

t= 2,8 ,

где Kэ - коэффициент эксплуатации, Кэ = ККаКсКгКрКрег;

К - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, К = 1 (с.176[1]);

Ка - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, Ка=1(с.176[1]);

Кс - коэффициент способа смазки, Кс = 1,5 (с.176[1]);

Кг - коэффициент наклона линии центров к горизонту, Кг = 1(с.176[1]);

Кр - коэффициент режима работы, Кр = 1 (с.176[1]);

Крег - коэффициент регулировки межосевого расстояния, при периоди-

ческой регулировке, Крег = 1,15 (с.176[1]).

Кэ = 111,5 1 1 1,15 = 1,725.

z1 - число зубьев ведущей звездочки, z1=31-2u=31- 2 2 =27(с.175[1]);

[p] - допускаемое давление в шарнирах цепи (таблица 6.19 [1]), получаем как среднее от значений, полученных путем интерполирования при n1=180 мин -1.

МПа

mp - число рядов цепи, mp = 1.

t=2,8мм.

Полученное значение шага округляем до ближайшего большего стандартного t=25,4 мм. По таблице 6.18[1] выбираем цепь ПР-25,4-60 с разрушающей нагрузкой Fh = 60кН, массой 1 м цепи q = 2,6 кг, площадью проекции опорной поверхности шарнира А = 179,7 мм2, диаметр ролика d1 = 15,88 мм, расстояние между внутренними пластинами b1 = 15,88 мм.

Число зубьев ведомой звездочки

z2 = z1u = 27 2 = 54.

Оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи

. Тогда межосевое расстояние в шагах

Принимаем .

Число звеньев цепи (6.39[1])

Округляем до целого четного значения Lt = 122.

Уточняем межосевое расстояние:

Для удобства монтажа цепи и обеспечения оптимальной стрелы прогиба холостой ветви необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,2…0,4%. Таким образом,монтажное межосевое расстояние 0,996 = 0,9961029 = 1025 мм.

Длина цепи = 12225,4 = 3099 мм.

Выполним проверочный расчет.Проверим частоту вращения меньшей звездочки n2 ? [n]2,

где [n]2 - допускаемая частота вращения, [n]2 = 1060 (таблица 6.21[1]).

n2 = 180< [n]2 = 1060 об/мин

Фактическая скорость цепи:

2,1 .

Окружная сила, передаваемая цепью,

1580 Н.

Проверим давление в шарнирах цепи:

,

15,2 =30,2 ,

- получили интерполированием.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

S ? [S],

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S] = 8,3 (таблица 6.20 [1]);

S - расчетный коэффициент запаса прочности:

,

где Fp - разрушающая нагрузка цепи, Fp = 60000H;

Ft - окружная сила, передаваемая цепью;

Ff - натяжение цепи от провисания ведомой ветви.

=,

гдеKf - коэффициент провисания

(с.177[1]);

g - ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с 2 ;

- межосевое расстояние, = 1,029 м;

q- масса 1 м цепи, q = 2,6 кг/м.

Ff = 19,81 1,029 2,6 = 26 Н

Fх - натяжение цепи от центробежных сил:

Fх = qх2 = 2,6 2,12 = 11,5 Н

37,1 ,

S = 37,1> [S] = 8,3.

Сила, нагружающая валы передачи (с. 35 [2]):

Fц = 1,2Ft= 1,2 1580 = 1896 Н.

Определяем диаметры звездочек (таблица 6.23[1]).

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки

211,7 мм;

ведомой звездочки

423,3 мм.

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки

230 мм;

ведомой звездочки

449,2 мм.

Диаметр окружности впадин Di = dd - 2r,где r = 0,5025d1:

ведущей звездочки

Di1 = dd1 - 2r = 211,7 - 20,502515,88 = 195,7 мм;

ведомой звездочки

Di2 = dd2 - 2r = 423,3 - 2 0,5025 15,88 = 407,3 мм.

Определяем остальные параметры ведущей звездочки (рисунок 1).

Ширина зуба

b = 0,93b1 - 0,15 = 0,93·15,88 - 0,15 = 14,6 мм. Принимаем 15 мм.

Толщина диска

С = b + 3,2 = 15 + 3,2 = 18,2 мм. Принимаем 19 мм.

Диаметр ступицы

dст = 1,55 = 1,55·40 = 62 мм.

Длина ступицы

lст = (0,8…1,6) = (0,8…1,6) 40 = 32…64мм. Принимаем 40 мм.

Диаметр обода

D0 = t·ctg(180/z1) - 1,3h = 25,4·ctg(180/27) - 1,3·24,2 = 185,7 мм.

Принимаем 186 мм. г = 20°; f = 0,2b = 0,2·15 = 3 мм.

Толщина обода

= (2,5…4) = (2,5…4) 2 = 5…8 мм. Принимаем 8 мм.



Рисунок 4.1 - Размеры роликовой цепи

5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

Ориентировочноемежосевоерасстояние (формула 4.9[1])

,

где Ка = 43 (с.116[1]);

шba = 0,4 (таблица 4.10 [1]);

шbd = 0,5шba(u + 1) = 0,5 0,4(4 + 1) = 1 (формула 4.10[1]);

KHв - коэффициент концентрациинагрузки, KHв = 1,08 (рисунок 4.4 [1]).

= 43(u+1) = 43(4+1) = 105,35 мм.

Принимаем = 112 мм.

Определяем ширину венца зубчатого колеса:

= = шba = 0,4 112 = 44,8мм (формула 4.11[1]).

Принимаем = 44 мм.

Ширина венца шестерни = +(3…5)=44 + 4 = 48 мм (формула 4.11а[1]).

Определяем значение модуля (с.118[1]):

= (0,01…0,02)= (0,01…0,02)112 = 1,12…2,24 мм.

Принимаем стандартный модуль mn = 2мм (таблица 4.13[1]).

Предварительно задаем угол наклона зубьев в = 12є. Тогда суммарное число зубьев

zУ= = = 109,54 (с.120 [1]).

Принимаем zУ = 110.

Число зубьев шестерни:= = = 22 (формула 4.15[1]). Число зубьев колеса: z2 = zУ - = 110 - 22 = 88 (формула 4.17 [1]).

Уточняем передаточное число:

= = = 4.

Уточняем угол наклона зубьев:

cos= = = 0,982 (формула 4.14 [1]),

в = 10,9є

Определяем делительные диаметры колес, нарезанных без смещения (формула 4.18 [1]):

= = = 44,8 мм;

= = = 179,2 мм.

Уточняем межосевое расстояние (с.121):

= 0,5() = 0,5(44,8 + 179,2) = 112 мм.

Диаметры вершин зубьев (формула 4.19 [1]):

da1 = d1 + 2m = 44,8 + 2 2 = 48,8 мм;

da2 = d2 + 2m = 179,2 + 2 2 = 183,2 мм.

Диаметры окружностей впадин (формула 4.20 [1]):

df1 = d1 - 2,5m = 44,8 - 2,5 2 = 39,8 мм;

df2 = d2 - 2,5m =179,2 - 2,5 2 = 174,2 мм.

Окружная скорость в зацеплении:

= = = 1,69.

По таблице 4.6[1] выбираем 9-ю степень точности.

Определяем силы, действующие в зацеплении (формулы 4.22[1]):

окружная сила

= = = = = 1960 H;

радиальная = == = 720 H;

осевая Fa1 = Fa2 = Fttgв = 1960·tg10,9є = 372 H.

Определяем расчетное контактное напряжение (формула 4.23 [1]):

= [],

где - коэффициент,учитывающий механические свойства материала,

= 192 (с.122[1]);

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных

линий,=, так как коэффициент осевого перекрытия

= = = 1,33 1 (с.122[1]);

- коэффициентторцового перекрытия (формула 4.24[1]):

= cos = cos10,9 = 1,7.

Тогда= = 0,77.

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей,

(с.122 [1]);

где - делительныйугол профиля в торцовом сечении,

= arctg = arctg = 20,3;

- основной угол наклона,

= arcsin (sincos20) = arcsin (sin10,9cos20) = 10,2;

= = 20,3 (с.122 [1]).

= = 2,46.

- коэффициент нагрузки, = ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между парами зубьев, = 1,13 (таблица 4.5 [1]);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине

контактных линий (рисунок 4.4[1]) при = = = 0,98 , KHв = 1,08;

- коэффициентдинамической нагрузки внутри передачи,

= 1,03(таблица 4.8[1]).

Тогда коэффициент нагрузки

= 1,13 1,08 1,03 = 1,26.

Расчетные контактные напряжения:

= 192 0,77 2,46 = 454МПа;

= 454[= 494МПа.

Недогрузка составляет:

= 100% = 100% = 8,8% 10%.

Недогрузка находится в допустимых пределах (стр.123 [1]).

Выполним проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба (формула 4.25[1]):

,

где - коэффициент нагрузки, ;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев, (таблица 4.5 [1]);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий, = 1,16 (рисунок 4.4 [1]);

- коэффициент динамической нагрузки внутри передачи,

(таблица 4.9[1]).

Тогда = 1,35 1,16 1,07 = 1,68.

- коэффициент формы зуба, выбираем по рисунку 4.7[1] в зависимости от приведенного числа зубьев ;

= = = 23,2,

= = = 92,9;

и коэффициента смещения x1 = x2 = 0, так как зубья нарезаны без смещения,YF1 = 4; YF2 = 3,6;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

= 1 = 1 = 0,92(с.123 [1]).

Определяем менее прочный зуб (с.123 [1]):

= = 73,5;

= = 70,8.

Менее прочным является зуб колеса. Следовательно, расчет производим по колесу.

Напряжения изгиба:

= = 167 МПа;

= 167= 255 МПа.

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

Проверим прочность при перегрузках (с.124 [1]).

== 454 = 731 МПа = 2100 МПа;

== 167 2,6 = 434 МПа = 600 МПа.

Условия прочности при перегрузках выполняются.

6. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенки корпуса редуктора (с. 54 [2]):

 = (0,025 + 1) = (0,025 112 + 1) = 3,8 мм.

Принимаем = 8 мм.

Толщина стенки крышки редуктора:

= (0,02 + 1) = (0,02 112 + 1) = 3,24 мм.

Принимаем = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки (с. 152 [2]):

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 = 1,5 8 = 12 мм;

= 1,5 = 1,5 8 = 12 мм.

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35 8 = 19 мм.

Принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов:

- фундаментальных= (0,03…0,036)a + 12 = (0,03…0,036) 112 + 12 = =15,36…16,03 мм. Принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников = (0,7…0,75) = =(0,7…0,75) 16 = 11,2…12 мм. Принимаем болты с резьбой М12;

- соединяющих крышку с корпусом = (0,5…0,6) = (0,5…0,6) 16 = =8…9,6 мм. Принимаем болты с резьбой М10.

7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

В данном приводе используются призматические шпонки для передачи крутящего момента между валами и элементами передачи. Выбор параметров шпоночного соединения (сечение шпонки, ее длина, глубина паза вала и втулки) осуществляется по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Сечение шпонки выбираем по таблице 9.1.2 [2] в зависимости от диаметра вала. Шпонки изготавливаем из стали 45, ] = 110…200 МПа (с. 90 [3]).

Рисунок 10.1 - Шпоночное соединение

Расчетная длина шпонки:

= .

= = 11,1 мм;

= = 26,6 мм;

= = 18,2 мм.

Напряжения смятия:

= ,

где Т - вращающий момент на валу, Нм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

- глубина паза вала, мм;

= + b - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Длина шпонки:

= 11,1 + 8 = 19,1 мм; = 26,6 + 12 = 38,6 мм; = 18,2 + 14 = 32,2 мм.

Длину шпонки округляем до ближайшего стандартного значения (таблица 9.1.3 [2]).

Напряжения смятия:

= = 101,8 МПа = 110…200 МПа;

= = 104,5 МПа = 110…200 МПа;

= = 91,2 МПа = 110…200 МПа.

Таблица 7.1 - Параметры шпоночных соединений

Вал	d, мм	b h, мм мм	, мм	Т, Нм	, мм	, мм	, мм	, МПа
1	25	8 7	4	45,8	11,1	19,1	20	101,8
2	40	12 8	5,0	175,6	26,6	38,6	40	104,5
	50	14 9	5,5	175,6	18,2	32,2	36	91,2

Таким образом, условие прочности по напряжениям смятия выполняется для всех шпонок.

8. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТ

На выходном конце вала редуктора находится упругая втулочно-пальцевая муфта, компенсирующая несоосность соединяемых валов.

Муфту подбирают по расчетному моменту:

Тр = КТ

где Т - номинальный момент, Т = = 45,8 Нм;

К - коэффициент режима нагрузки, К = 1,5;

Тр= 1,5 45,8 = 68,7 Нм.

При предварительном расчете ведомого вала определен диаметр выходного конца ведомого вала под ступицу упругой втулочно-пальцевой муфты: = 25 мм.

Принимаем муфту МУВП 125-25-1 ГОСТ 21424-75.

Характеристика муфты:

максимальный момент Т = 125 Нм;

посадочный диаметр вала d = 25 мм;

длина втулки = 22 мм;

количество пальцев z = 4;

диаметр расположения отверстий втулок = 86 мм;

диаметр пальца dп = 14 мм;

длина пальца = 22 мм.

Радиальная сила от упругой втулочно-пальцевой муфты, действующая в середине посадочной поверхности конца ведущего вала, вследствие несоосности соединяемых валов, определяем по эмпирической формуле:

= 23 = 23= 2314,7 = 338 Н.

Резиновые втулки проверяются на смятие, а стальные пальцы проверяются на изгиб.

Проверим прочность резиновых втулок на смятие по условию:

= = = 1,30 МПа [] = 1,8…2 МПа.

Таким образом, прочность резиновых втулок обеспечена.

Проверим прочность стальных пальцев на изгиб по условию:

= = = 16 МПа [] = 60…80 МПа.

Таким образом, прочность стальных пальцев обеспечена.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Ведущий вал

Исходные данные:

Т1 = 45,8 Нм;

d1 = 44,8 мм;

Ft1 = 1960 Н;

Fr1 =720 Н;

Fа1 = 372 Н;

Fм = 338 Н;

= 60 мм;

= 47 мм;

= 47 мм.

Рассмотрим плоскость XY.

Сумма моментов сил относительно опоры А:

;

- + /2 - + () = 0.

Определяем реакцию:

= = = 487 Н.

Сумма моментов сил относительно опоры B:

;

-(+) - () ++ /2 = 0.

Определяем реакцию:

= = = = -105 Н.

Выполним проверку:

;

+ - + = 338,1 - 105 -720 + 487 = 0.

Реакции определены верно.



Рисунок 8.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Определяем изгибающие моменты относительно оси Z в сечениях 1…4:

 = 0 Нм;

= = 338 60 = 20,28 Нм;

= ( + ) + = 36,16 - 4,94 = 31,22 Нм;

= ( + ) + - /2 = 36,16 - 4,94 - 8,33 = 22,89 Нм;

(+ ) + () - /2 - = 52,05 - 9,87 - 8,34 - 33,84 = 0 Нм.

Рассмотрим плоскость XZ.

Сумма моментов сил относительно опоры A:

;

- - () = 0.

Определяем реакцию :

= = = - 980 Н.

Сумма моментов сил относительно опоры B:

;

+ () = 0.

Определяем реакцию:

= = = - 980 Н.

Выполним проверку:

;

+ + = - 980 + 1960 - 980 = 0 Н.

Реакции определены верно.

Определяем изгибающие моменты относительно оси Y в сечениях 1…4:

= 0 Нм;

= 0 Нм;

= -= 980 47 = 46,06 Нм;

= - () - = 92,12 - 92,12 = 0 Нм.

Суммарные изгибающие моменты:

MУ1 = = = 0 Нм;

MУ2 = = = 20,28 Нм;

MУ3' = = = 55,64 Нм;

MУ3" = = = 51,43 Нм;

MУ4 = = = 0 Нм.

Крутящие моменты:

= = 45,8 Нм;

= = 45,8 Нм;

= = 45,8 Нм;

= 0 Нм;

= 0 Нм.

Суммарные реакции опор:

= = = 986 Н;

= = = 850 Н.

Опасное сечение на ведущем валу - 3.

MУ = 55,64 Нм;

Mкр = 45,8 Нм;

d = 35 мм.

Проверим вал на усталостную прочность.

Осевой момент сопротивления опасного сечения вала:

= 0,1 · = 0,1 = 4287,5 .

Полярный момент сопротивления опасного сечения вала:

Wp = 0,2 · = 0,2 = 8575 .

Нормальные амплитудные напряжения в опасном сечении вала: =

= = = 12,97 МПа.

Касательные амплитудные напряжения в опасном сечении вала:

= = = 5,34 МПа.

Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

Вал изготавливаем из стали 45 ; ; ; (таблица 16.2.1[2]).

По таблице 6.7.3 [2] отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений при изгибе и кручении к коэффициенту влияния абсолютных размеров поперечного сечения соответственно равны: Kу / Kd = = 3,6; Kф / Kd = 2,6.

KF - коэффициент влияния шероховатости поверхности; (рисунок 6.7.4[2]);

KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; (вал не упрочнен).

= 3,6 + 1,1 - 1 = 3,7;

= 2,6 + 1,1 - 1 = 2,7.

Определяем и :

= = = 2,13;

= = = 4,25.

где (табл.6.7.1[2]).

Общий коэффициент запаса прочности:

S = = = 1,9 = 1,5.

Таким образом, усталостная прочность вала обеспечена.

Проверим вал на статическую прочность.

= [] = 0,8;

= ; = ;

= 2 MУ = 2 55,64 = 111,28 Нм; = 4287,5 .

= 2 = 2 45,8 = 91,6 Нм; = 8575 .

= = 25,95 МПа; = = 10,43 МПа.

= [] = 0,8 355 = 284 МПа.

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

Ведомый вал

Исходные данные:

Т2 = 175,6 Нм;

d2 = 179,2 мм;

Ft2 = 1960 Н;

Fr2 =720 Н;

Fа2 = 372 Н;

Fцy = cos = 1896 cos0 = 1896 Н;

Fцz = sin = 1896 sin0 = 0 Н;

= 47 мм;

= 47 мм;

= 70 мм.

Рассмотрим плоскость XY.

Сумма моментов сил относительно опоры C:

;

+ /2 + () - Fцy · () = 0.

Определяем реакцию:

==

=

= 2593 Н.

Сумма моментов сил относительно опоры D:

;

- () - + /2 - Fцy · = 0.

Определяем реакцию :

= ==

-1417 H.

Выполним проверку:

;

+ + - = - 1417 + 720 + 2593 - 1896 = 0.

Рисунок 8.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

Определяем изгибающие моменты относительно оси Z в сечениях 1…4:

= 0 Нм;

= = - 1417 47 = - 66,59 Нм;

= - /2 = - 66,59 - 33,33 = - 99,92 Нм;

= ( + ) - /2 + = - 133,19 - 33,33 + 33,84 =

- 132,68 Нм;

(+ ) - /2 + (+ + = -232,39 - - 33,33 + 84,24 + 181,51 = 0 Нм.

Рассмотрим плоскость XZ.

Сумма моментов сил относительно опоры C:

;

- + () - (+ ) = 0.

Определяем реакцию :

= = = 980 Н.

Сумма моментов сил относительно опоры D:

;

- () - = 0.

Определяем реакцию :

= = = 980 Н.

Выполним проверку:

;

- + - = 980 - 1960 + 980 - 0 = 0 Н.

Реакции определены верно.

Определяем изгибающие моменты относительно оси Y в сечениях 1…4:

= 0 Нм;

= = 980 47 = 46,06 Нм;

= - = 92,12 - 92,12 = 0 Нм;

= () - ) + = 160,72 - 229,32 + +68,6 = 0 Нм.

Суммарные изгибающие моменты:

MУ1 = = = 0 Нм;

MУ2'= = = 48,08 Нм;

MУ2" = = = 88,67 Нм;

MУ3= = = 132,68 Нм;

MУ4 = = = 0 Нм.

Крутящие моменты:

= 0 Нм;

= 0 Нм;

= = 175,6 Нм;

= = 175,6 Нм;

= = 175,6 Нм.

Суммарные реакции опор:

= = = 1023 Н;

= = = 2772 Н.

Опасное сечение на ведущем валу - 3.

MУ = 132,68 Нм; b = 14 мм;

Mкр = 175,6 Нм; t = 5,5 мм;

d = 45 мм.

Проверим вал на усталостную прочность.

Осевой момент сопротивления опасного сечения вала:

= 0,1 · - = 0,1 - = 7778 .

Полярный момент сопротивления опасного сечения вала:

Wp = 0,2 · - = 0,2 - = 16890 .

Нормальные амплитудные напряжения в опасном сечении вала: =

= = = 7,43 МПа.

Касательные амплитудные напряжения в опасном сечении вала:

= = = 3,50 МПа.

Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

Вал изготавливаем из стали 45 ; ; ; (таблица 16.2.1[2]).

По таблице 6.7.3 [2] отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений при изгибе и кручении к коэффициенту влияния абсолютных размеров поперечного сечения соответственно равны: Kу / Kd = = 3,6; Kф / Kd = 2,6.

KF - коэффициент влияния шероховатости поверхности; (рисунок 6.7.4[2]);

KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; (вал не упрочнен).

= 3,6 + 1,1 - 1 = 3,7;

= 2,6 + 1,1 - 1 = 2,7.

Определяем и :

= = = 10,19;

= = = 17,02.

где (табл.6.7.1[2]).

Общий коэффициент запаса прочности:

S = = = 1,6 = 1,5.

Таким образом, усталостная прочность вала обеспечена.

Проверим вал на статическую прочность.

= = 34,1 МПа; = = 20,8 МПа.

= [] = 0,8 355 = 284 МПа.

Таким образом, статическая прочность вала обеспечена.

10. ПОДБОР И ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал

Исходные данные: d = 25 мм; RА = 986 Н; RB = 850 Н; Fa1 = 372 Н;

n1 = 720 мин-1.

Ориентировочно выбран подшипник №206. Его динамическая грузоподъемность С = 19500 Н; статическая грузоподъемность С0 = 10000 Н; диаметр отверстия внутреннего кольца d = 25 мм; диаметр наружного кольца D = 62 мм; ширина внутреннего кольца В = 16 мм.

Определяем фактор осевой нагрузки: = = 0,037.

Выбираем коэффициент радиальной и осевой нагрузок и параметр осевого нагружения:

X = 0,56; Y = 1,71; e = 0,26.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 10.1 - Схема нагружения ведущего вала и подшипников

Определим осевые составляющие от радиальной нагрузки, действующие на вал:

FосA = 0,83еRA = 0,83 0,26 986 = 212,8 Н;

FосВ = 0,83еRB = 0,83 0,26 850 = 183,4 Н.

Под действием сил Fа, FосA, FосВ вал стремится сдвигаться влево, так как суммарный вектор этих сил равен

- FосA + FосВ - Fa = -212,8 + 183,4 - 372 = - 401,4 Н.

Подшипник B будет удерживать вал от смещения в осевом направлении.

Суммарная осевая сила для этого подшипника:

 = FосA + Fa = 183,4 + 372 = 555,4 H.

Суммарная осевая сила для второго подшипника:

= FосA = 212,8 H.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (с.86[2]):

,

где - коэффициент безопасности, (таблица 7.5.3[2]) (кратковременные перегрузки до 150%);

- температурный коэффициент, (табл.7.5.4[2]) (нагрев подшипникового узла до 100°).

Для подшипника А:

= = 0,22 e = 0,26; X = 1; Y = 0.

= (1 1 986 + 0 212,8)1,4 1 = 1380 H.

Для подшипника B:

= = 0,65 e = 0,26; X = 0,56; Y = 1,71.

= (0,56 1 850 + 1,71 555,4)1,4 1 = 1996 H.

Дальнейший расчет ведем по более нагруженной опоре B.

Расчет проводим по эквивалентной долговечности (16.31[3]), так как нагрузка подшипников соответствует тяжелому режиму нагружения (кривая I , рис.4.2[2]).

Коэффициент приведения переменного режима к постоянному эквивалентному (табл.4.4[1]). Тогда ч.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность подшипника (с.85[2]) для шарикового подшипника (р = 3):

= = 1996 = 11118 H.

Так как значительно меньше ранее выбранного подшипника №206, выбираем подшипник легкой серии №106 (d=25мм; D=55мм; Т=17мм; В =13мм; b =14мм; С = 13300Н; С0 = 6800Н).

Ведомый вал

Исходные данные: d = 40 мм; RC = 1023 Н; RD = 2772 Н; Fa2 = 372 Н;

n2 = 180 мин-1.

Ориентировочно выбран подшипник №209. Его динамическая грузоподъемность С = 33200 Н; статическая грузоподъемность С0 = 18600 Н; диаметр отверстия внутреннего кольца d = 40 мм; диаметр наружного кольца D = 85 мм; ширина внутреннего кольца В = 19 мм.

Определяем фактор осевой нагрузки: = = 0,02.

Выбираем коэффициент радиальной и осевой нагрузок и параметр осевого нагружения:

X = 0,56; Y = 1,99; e = 0,22.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 10.2 - Схема нагружения ведомого вала и подшипников

Определим осевые составляющие от радиальной нагрузки, действующие на вал:

FосA = 0,83еRC = 0,83 0,22 1023 = 186,8 Н;

FосВ = 0,83еRD = 0,83 0,22 2772 = 506,2 Н.

Под действием сил Fа, FосC, FосD вал стремится сдвигаться вправо, так как суммарный вектор этих сил равен

FосC - FосD + Fa = 186,8 - 506,2 + 372 = 52,6 Н.

Подшипник А будет удерживать вал от смещения в осевом направлении.

Суммарная осевая сила для этого подшипника:

= FосD - Fa = 506,2 - 372 = 134,2 H.

Суммарная осевая сила для второго подшипника:

= FосD = 506,2 H.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (с.86[2]):

,

где - коэффициент безопасности, (таблица 7.5.3[2]) (кратковременные перегрузки до 150%);

- температурный коэффициент, (табл.7.5.4[2]) (нагрев подшипникового узла до 100°).

Для подшипника C:

= = 0,13 e = 0,22; X = 1; Y = 0.

= (1 1 1023 + 0 134,2)1,4 1 = 1432 H.

Для подшипника D:

= = 0,18 e = 0,26; X = 1; Y = 0.

= (1 1 2772 + 0 506,2)1,4 1 = 3881 H.

Дальнейший расчет ведем по более нагруженной опоре D.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность подшипника (с.85[2]) для шарикового подшипника (р = 3):

= = 3881 = 21617 H.

Так как значительно меньше ранее выбранного подшипника №209, выбираем подшипник легкой серии №109 (d=25мм; D=75мм; Т=20мм; В=16мм; b=16мм; С = 21200Н; С0 = 12200Н).

11. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА И ПРИВОДА

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.

В проектируемом одноступенчатом редукторе принята конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки и основания. Способ изготовления корпуса редуктора - литье из серого чугуна СЧ15-32.

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые бобышки расположены снаружи, болты крепления крышки расположены равномерно по периметру корпуса; крышки подшипниковых узлов торцевые; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в корпусе редукторных пар и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируем двумя цилиндрическими штифтами 8х30 ГОСТ 12207-79, которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Дно корпуса выполняем наклонным (1?) в сторону сливного отверстия.

В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора предусматриваем смотровое окно. Оно располагается в месте, удобном для осмотра зацепления. Смотровое окно делаем прямоугольной формы максимально возможных размеров. Люк закрываем штампованной крышкой с отдушиной и фильтром, для того чтобы внутрь корпуса не засасывалась пыль. В крышке пробиты два отверстия диаметром 4 мм. Крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская, вдоль длинной ее стороны выдавлены два гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки.

В нижней части основания корпуса предусматриваем сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, а также выступ с отверстием для установки маслоуказателя.

Для подъема крышки корпуса, а также для подъема в собранном виде на крышке имеются две проушины.

12. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач применим картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло, так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей и внутренние поверхности корпуса.

Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с (с.172[4]).

Требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения уН =454 МПа и фактической окружной скорости колес х = 1,69 м/с. Выбираем вязкость 140 мм2/с (таблица 11.1 [4]). Этой вязкости соответствует масло ИТП-200 (т.11.2 [4]).

Минимальный объем заливаемого масла должен составлять 0,3…0,6 л/кВт. Объем масла в картере равен:

= (0,3 4,39)…(0,8 4,39) = 1,3…3,5 л = 1,3 …3,5

ЛИТЕРАТУРА

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя / В.И.Анурьев - М., 1999.

2. Детали машин в примерах и задачах / С.Н. Ничипорчика - М., 1981.

3. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов - М., 1984.

4. Детали машин / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда - М., 2001.

5. Чернавский С.А.Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский - М., 1987.

6. Основы конструирования деталей машин / В.А. Агейчик - М., 2009.

Размещено на Allbest.ru

...