Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Курсовой проект по деталям машин

Привод ленточного конвейера

Исполнитель

Горин В.В.

Москва 2010

Глава 1. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

1.1 Исходные данные

Рисунок 1

1- ведущий вал

2- ведомый вал

3 - ведущая шестерня

4 - ведомое колесо

5 - двигатель

6 - муфта компенсирующая

7- муфта комбинированная

8 - барабан конвейера

подшипник электродвигатель муфта цилиндрический

В задании даны: Р - окружное усилие на барабане, в кН;

V - скорость ленты конвейера, в м/с;

D - диаметр барабана, в мм.

Исходные цифровые данные приняты:

Р = 1,2 кН, V= 2,5 м/с; D = 0,315 м.

Разработать: цилиндрический редуктор и рабочие чертежи вала и колеса. Принять режим нагружения шестерни и колеса постоянный с длительной работой.

1.2 Выбор электродвигателя

Определение частоты вращения барабана конвейера :

===166,6

Определение мощности на барабане конвейера N:

N===3 кBт

Определение мощности на валу электродвигателя N:

N=,

где: - общий КПД привода от барабана конвейера до электродвигателя (см. в табл. 1.1 величину КПД частей привода):

= =0,990,990,98=0,93

где: =0,99 -КПД пара подшипников качения;

=0,99 -КПД муфты;

=0,98 -КПД цилиндрической передачи;

Тогда N= ==3,23 кВт

Таблица 1.1. КПД деталей привода

Наименования	КПД
	Обозначения	Величина
Муфта		0,99
Подшипники качения (одна пара)		0,99
Цилиндрическая передача		0,98

После расчета мощности на валу электродвигателя N по таблице 1.2 выбирают три или четыре двигателя, ближайших по мощности N но в большую сторону: N N

Таблица 1.2. Выписка из каталога электродвигателей

Мощность кВт	Синхронная частота вращения,
	3000	1500	1000	750
	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения	Тип двигателя	Рабочая частота вращения
0,37	-	-	-	-	71А6	915		-
0,55	-	-	71А4	1354	71В6	915		-
0,75	71А2	2820	71В4	1350	80А6	920	90LA8	705
1,1	71В2	2805	50А4	1395	80В6	920	90LB8	715
1,5	80А2	2850	80В4	1395	90L6	925	100L8	702
2,2	80B2	2850	90L4	1395	100L6	945	112MA8	709
3	90L2	2850	100S4	1410	112MA6	950	112MB8	709
4	100S2	2880	100L4	1410	112MB6	950	132S8	720
5,5	100L2	2850	112M4	1432	132S6	960	132M8	712
7,5	112M2	2895	132S4	1440	132M6	960	160S8	727
11	132M2	2910	132M4	1447	160S6	970	160M8	727
15	160S2	2910	160S4	1455	160M6	970	180M8	731
18,5	160M2	2910	160M4	1455	180M6	980	-	-
22	180S2	2919	180S4	1462	-	-	-	-
30	180M2	2925	180M4	1470	-	-	-	-

Для данной схемы можно выбрать двигатель мощностью N=4кВт>3,94кВт. На основании таблицы 1.2 это будут следующие двигатели:

100S2: N=4кВт, n=2880;

100L4: N=4кВт, n=1430;

112MB6: N=4кВт, n=950;

132S8: N=4кВт, n=720.

Что бы установить, какой же двигатель из этих четырех подходит к нашему расчетному случаю, надо найти передаточное число U создаваемое каждым данным двигателем, и сравнивать его со стандартным значением U для конкретного типа передачи (см. табл. 1.3):

Таблица 1.3. Передаточные числа зубчатых передач (цилиндрические) U(ГОСТ 2185-66)

2,5	2,8	3,15	3,55	4,0	4,5	5,0	5,6	6,3

U===17,2

U===8,46

U===5,7

U===4,3

Согласно таблице 1.3 ближе к стандартным величинам (U= 4,5; 5,0; 6,3) передаточные числа зубчатых передач, образованных при использовании двух двигателей: 112МВ6 с частотой вращения = 950 об/мин (U = 5,7) и 132S8 с частотой вращения = 720 об/мин (U= 4,3). Так как двигатель с большей частотой вращения имеет меньшие габариты, выбираем двигатель 112МВ6, округляя передаточное число редуктора до стандартного значения: U= 5,6

1.3 Силовой расчет привода

Определение частоты вращения ведущего и ведомого п2 валов:

== 950об/мин; п2 == об/мин

За исходное значение берется мощность на барабане (см. п. 1.2.2) Nб

N= N/ = 3/0,99=3,09кВт

N= N/ = 3,09/0,99·0,98=3,19 кВт

Определение крутящих моментов на ведущем М1 и ведомом М2 валах.

М=9550=9550· 3,19/950=32 Hм

М=9550=9550·3,09/169.6=174Hм

Результаты расчетов вносим в таблицу 1.4

Таблица 1.4

Схемы приводов	Номера валов	Частота вращения, п об/мин	Мощность N кВт	Крутящий момент, М Нм
1.1.1	1	950	3,19	32
	2	169,6	3,09	174

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых передач

В качестве материала зубчатых колес используются углеродистые и легированные стали, подвергнутые термообработке. Рекомендуемые марки сталей и их термообработка представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1

Марка стали	МПа	МПа	Термообработка
			HB- HB	вид
35	500-600 600-700 700-800 800-900	250 320 400 550	140-170 167-194 194-222 223-250	нормализация нормализация отпуск отпуск
45	600-700 700-800 800-900	320 400 550	167-194 194-222 223-250	нормализация, закалка, отпуск улучшение, закалка отпуск, отпуск
40Л	530	300	153-196	нормализация
50	640 700-800	350 530	179-228 228-255	нормализация закалка, отпуск
40Х	700-800 800-900 900-1000	400 550 700	200-230 230-257 257-287	нормализация отпуск, отпуск

Для обеспечения прирабатываемости зубчатых пар необходимо, чтобы шестерня была тверже колеса, то есть HB

Для нашего расчетного случая выбираем по таблице 1.6 для следующие материалы:

- для колеса - Ст50 (HB- НВ тах = 179-228, = 640 МПа, = 350 МПа);

- для шестерни - Ст40Х (НВтт - НВтах = 200-230, = 700 МПа, = 400 МПа);

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений зубчатых передач

Величина допускаемых напряжений зависит от режима нагружения, по условию задания у шестерни и колеса режим нагружения постоянный, работа длительная.

Соответствующее постоянному режиму допускаемое контактное напряжение равно:

для шестерни: [] =

для колеса: []=

где: - предел контактной выносливости:

=2НВср1 +70 = 2215 + 70 = 500 МПа;

= 2НВср2 + 70 = 2 * 203,5 + 70 = 477 МПа,

где: средняя твердость шестерни из Ст40Х

равна: НВср1 =

Средняя твердость колеса из Ст50

равна: НВср2= = 203,5

 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, рекомендуемый: =0,95... 1, принимаем =1.

- коэффициент безопасности: рекомендуемый п6ез = 1,1... 1,2, принимаем = 1,2.

Расчетное допускаемое контактное напряжение []н для прямозубой цилиндрической передачи []н=[]=398МПа

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба зубчатых передач

Режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующее постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно:

Для шестерни: []==МПа

Для колеса: []==МПа

где: - предел изгибной выносливости:

для шестерни: = 1,8НВср1 = 1,8 * 215 = 387 МПа

для колеса: = 1,8НВ ср2 = 1,8 * 203,5 = 366 МПа

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности: = 0,8... 1,2 ( = 0,8 при грубом шлифовании, =1,2 при тонком шлифовании)

- коэффициент, учитывающий размеры деталей: = 1... 1,05

У_м =1 при диаметре, меньше 400 мм, У_м = 1,05 при диаметре больше 0,4м). -коэффициент, учитывающий упрочнение детали: = 1,1... 1,3 (принимаем У_у = 1,2);

- коэффициент запаса: рекомендуемый п₃ =1,3... 1,75, принимаем п₃ = 1,5.

2.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи

При проектном расчете определяются все параметры зубчатой передачи.

Коэффициент нагрузки: рекомендуемый K = 1,1... 1,5; принимаем: К= 1,2. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: рекомендуемый К = 1,0... 1,1; принимаем: К = 1,02.

Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи является основным параметром.

Прямозубая передача

=(U+1)

Определение ширины зубчатых колес

Ширина колеса:

В₂= = = 70мм

Ширина шестерни:

В = В₂+ 5 = 70 + 5 = 75 мм

Определение модуля зубчатых колес

0,0 1 < т < 0,02

0,01·140< т <

1,4 < т < 2,8

Выбираем стандартное значение модуля т_ст по таблице 1.7 т_{ст =} 2 мм.

Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев Z:

Z==2·140/2=140

где: Z -- должно быть целым числом. Поэтому при необходимости следует изменить .

Число зубьев шестерни Z

Z=

Z=140/(5,6+1)=21,2

Округляем: Z = 21

Число зубьев колеса

Z = Z - Z = 140 - 21 = 119.

Уточнение передаточного числа

После выбора электродвигателя было определено передаточное число цилиндрического редуктора (U= 5,6).

Однако последующий точный расчет числа зубьев шестерни и колеса прямозубой передачи требует скорректировать передаточные числа.

Уточненное передаточное число U':

U'===5,66

Отклонение от исходного U:

e=

e= меньше требуемых 5%

Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач.

Делительный диаметр шестерни d и колеса d

d=мм

d=мм

Диаметр вершин зубьев шестерни d и колеса d

d= d+2m=42+мм

d= d+2m=238+ мм

Диаметр впадин зубьев шестерни d и колеса d

d= d-2,5m=42-=37мм

d= d-2,5m=238-=233мм

Межосевое расстояние:

мм

2.5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи на контактную прочность

где: - межосевое расстояние (=140 мм );

- уточненное передаточное число: =6,37;

K - коэффициент нагрузки (K=1,2);

- крутящийся момент на 2 валу (=195,7Нм);

- ширина колеса: =70 мм

МПа

Отклонение расчетных контактных напряжений от допускаемых не должно превышать

e=, где:

e=,

Отклонение в пределах допускаемого

2.6 Расчет зубьев цилиндрических зубчатых колес на изгибную прочность

где: К - коэффициент нагрузки: К=1,2

- окружное усилие на длительном диаметре d

у прямозубой передачи:

=Н

- коэффициент прочности по местным напряжениям (по таблице 1.8) определяется по числу прямых зубьев.

МПа

Полученное значение должно быть меньше допускаемых напряжений изгиба: МПа

45,1МПа 322 МПа

3. Компоновка цилиндричекого зубчатого редуктора

3.1 Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора

В главе 1 были найдены основные геометрические параметры шестерни и колеса прямозубой передачи:

Межосевое расстояние: = 140 мм

Ширина колеса: В=70 мм

Ширина шестерни: В =75 мм

Модуль: m= 2 мм

Делительный диаметр шестерни: d =42 мм

Делительный диаметр колеса: d =238 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни: d=46 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни: d=37 мм

Диаметр вершин зубьев колеса: d=242 мм

Диаметр впадин зубьев колеса: d=233 мм

Компоновка включает наиболее удачное с конструктивной точки зрения взаимное расположение в полости редуктора всех его составных частей: зубчатых колес, валов, подшипников качения, манжет, деталей крепления.

Для качественного выполнения компоновки требуется знать современные конструкции зубчатых колес и валов, а также особенности конструирования литого корпуса и крышек редуктора.

Компоновка осуществляется по плоскости разъема редуктора, так как на ней располагаются в натуральных габаритах основные составные части редуктора: зубчатые колеса, валы, подшипники, крышки, уплотнение.

Процесс компоновки ведется в следующей последовательности:

- вначале на плоскость миллиметровки или чертежа наносятся осевые линии шестерни и колеса с расчетным межосевым расстоянием , полученным в предыдущей главе.

- затем с учетом осей вычерчиваются контуры шестерни 5 и колеса 16 с зубьями, находящимися в зацеплении, по расчетным, полученным ранее, диаметральным размерам d , d, d, d, d, d, а также расчетной ширине В и В. При этом учитываются особенности конструктивного исполнения шестерни и колеса при разных методах их изготовления (кузнечная штамповка, литье, механическая обработка проката), размеры обода S, ступицы S диска C, фасок f и f (об этом будет сказано ниже).

- после этого осуществляется ориентировочный выбор диаметров ступеней валов шестерни 5: d₃, d₄, d₅ и колеса 19: d_6, d₇, d₈, d₉, а также выбираются размеры шпонок 1, 10, 14 (о чем будет рассмотрено ниже).

- наконец намечаются размеры внутренней полости корпуса редуктора (длина и ширина) путем установления величины зазоров между торцами шестерни и корпусом , между вершиной зубьев колеса и корпусом и вершины зубьев шестерни и корпусом В нашем случае принимаем: = 10 мм, = 30 м (из рекомендуемых = 5...40 мм).

- завершается компоновка установкой в корпусе редуктора пары подшипников 4 и 6 под вал-шестерню и пары подшипников 12 и 18 под вал 19 колеса, а также манжетных уплотнений 2 и 11 по диаметрам ступеней валов dи d, устанавливаемых в крышках 3 и 13.



Рис 3.1. компоновка цилиндрического зубчатого редуктора:

а) - с колесом одной ширины; б) - колесо с внутренним диском;

в) - шевронное колесо в паре с шестерней

При этом учитывается то, что ширину плоскости разъема корпуса редуктора по всему периметру рекомендуется принимать равной b = 40 мм, а толщину стенок корпуса редуктора равной = 10 мм.

Все крышки подшипников 3, 7, 13 и 17 рекомендуется устанавливать утопленными в корпус редуктора.

Далее по тексту рассматриваются конструкции зубчатых колес и порядок выбора ориентировочных диаметров ступеней валов и шпонок.

На чертеже представлены конструкции прямозубых колес.

Шестерня прямозубой передачи 5 изготавливается заодно с валом в виде вала-шестерни из круглого проката или путем свободной ковки с последующей механической и термической обработкой.

Колесо прямозубой передачи 16 установлено на отдельном ступенчатом валу 19 с помощью шпонки 14. Оно изготавливается путем свободной ковки или из литья с последующей механической и термической обработкой.

При небольшой толщине колеса (до 30...40 мм) оно выполняется в виде диска 16 с небольшими (до 2 мм) углубления на боковых поверхностях. Это делается для того, чтобы обеспечивать точную обработку только торцов ступицы S и обода S, а не всей боковой поверхности.

При широких колесах (толщиной более 40 мм) с целью экономии металла рекомендуется изготавливать колеса с узким внутренним диском C, равным у прямозубой передачи по толщине C= 15 мм.

У всех цилиндрических колес (особенно с внутренним диском 9 и 20) необходимо учитывать размер торцов обода S и ступицы S:

- торец обода S должен быть не менее двойной высоты зуба, или S = 4,5m=9

-торец ступицы S зависит от рекомендуемого минимального диаметра ступицы: d_ст = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Значит, размер торца ступицы равен:

S=.

Острые кромки цилиндрических зубчатых колес притупляются фасками. На зубчатом венце предусматриваются фаски размером: f= (0,5...0,6)m. На ступицах размер фасок f зависит от диаметральных размеров вала, ступицы и обода (см. таблицу 3.1):

Таблица 3.1

d, мм	20... 30	30... 40	40... 50	50... 80	80... 120	120... 150	150...250
f, мм	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0

На колесах с внутренним диском уклоны поверхности ступицы и обода принимается равными: = 7°, а радиусы закруглений: R = 6мм.

Длина ступицы колеса B зависит от длины ступени вала (или длины шпонки) и должна быть не менее B = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Чаще всего B равняется ширине зубчатого венца B (см. рис. 2.1). Если ширина зубчатого венца B меньше длины ступицы колеса (B < B ), то ступица расширяется симметрично в обе стороны от среднего диска С.

3.2 Выбор ориентировочных диаметров ступеней валов и их длины

Валы проектируются ступенчатыми (см. рис. 3.1). При этом диаметры ступеней должны выбираться, в основном, из стандартного ряда чисел:

d = 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110, 120 мм

Допускается применять диаметры ступеней с окончанием на 2 и 8, но при этом разница диаметров соседних ступеней должна быть достаточной для упора в бурт насаженных на вал деталей, то есть должна быть больше фаски ступицы f (см.табл. 3.1).

Выбор диаметра и длины ступеней вала-шестерни

Вал-шестерня 5 имеет входной конец диаметром d, на котором устанавливается с помощью шпонки 1 полумуфта, передающая вращение валу-шестерне от полумуфты на валу электродвигателя.

Диаметр d рекомендуется выбрать из стандартного ряда размером, близким к диаметру вала электродвигателя 112МВ6, выбранного нами ранее в п. 1.2, размеры которого приведены в Приложении 1 (размер диаметра вала двигателя d = 32мм): d⁼ 0,9 d. d= = 28,8 мм. Округляем по стандартному ряду: d= 30 мм.

Длина входного конца (первой ступени) l не должна быть меньше 1,5 d:

l = =45 мм.

Диаметр следующей ступени d, на которой располагаются шарикоподшипник 4 и манжетное уплотнение 2, принимается по стандартному ряду ближайшим большим по размеру диаметру d: d= 35 мм.

Длина ступени d должна превышать ширину плоскости разъема корпуса b, на 5.. 10мм в зависимости от ширины подшипника 4 и манжетного уплотнения 2 по диаметру d= 35 мм выбирается шарикоподшипник средней серии №307 с параметрами: d = 35 мм, D = 80 мм, В = 21 мм, С = 26 кН. По Приложению 3 на диаметр ступени d= 35 мм выбираются размеры манжетного уплотнения: D=58 мм, h = 10 мм, d =35 мм.

Торец ступени dдолжен выступать перед краем плоскости разъема редуктора, как минимум, на 5 мм (см. рис. 3.1), чтобы торец полумуфты, насаженной на ступень d, не терся о корпус при вращении вала-шестерни.

Таким образом, длина ступени l в нашем случае равна:

l = b + 5 мм = 40 + 5 = 45 мм.

Следующая ступень dнеобходима для упора вала-шестерни 5 в подшипник 4, который располагается по кромке внутренней полости редуктора. Диаметр d является ближайшим по стандартному ряду диаметру d: d = 40мм

Длина ступени l равна величине зазора между торцом шестерни 5 и корпусом редуктора, краем его внутренней полости. Величина зазора по желанию может колебаться в пределах: = 10...40 мм.

Для нашего случая выбираем = 10 мм, = 30 мм.

Такие же зазоры можно предусматривать и по вертикали редуктора.

С другой стороны шестерни также имеется ступень d, ширина которой соответствует принятому зазору между торцом шестерни и корпусом редуктора, но с противоположной стороны.

Таким образом, шестерня располагается точно посередине полости редуктора.

Следующая за d ступень вала-шестерни является опорной под подшипник 6, такой же размерной серии, как подшипник 4. Поэтому диаметры dступеней равны, но длина ступени под подшипник 6 равна ширине стандартного подшипника, выбранного по каталогу в Приложении 2.

Из вышеизложенного следует, что ширина внутренней полости редуктора A образуется из ширины шестерни B и двух зазоров для прямозубых редукторов:

A = B+ мм.

Для нашего расчетного случая: B = 75 мм (см. п. 1.4.4), принимая = 10 мм, имеем:

A = 75+= 95 мм

Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса

Вал колеса 19 по сравнению с валом-шестерней 5 является тихоходным валом. С него передается вращение на вал конвейера. Поэтому он имеет выходной конец диаметром d, с которого и начинается выбор диаметров ступеней вала. Эта ступень d снабжена шпонкой 10 для передачи вращения через полумуфту на полумуфту, насажденную на вал конвейера.

Диаметр d находится по формуле:

d=мм

где: N - мощность на валу колеса: N = 3,09 кВт;

- частота вращения колеса: = 169.6 об/мин.

Округляем по стандартному ряду: d = 40 мм.

Длина ступени dдолжна быть не менее 1,5< d: l = = 60 мм. Последующие диаметры ступеней вала 19 принимаются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду: d= 45 мм, d= 50 мм, d= 60 мм.

Причем диаметры d под подшипники 12 и 18 равны, так как на валу устанавливаются шарикоподшипники одной размерной серии.

Длина ступицы l зависит от вида зубчатой передачи:

У цилиндрических передач длина ступени dизготавливается размером, меньшим длине ступица колеса B, как минимум, на величину фаски f чтобы колесо 16 было надежно прижато к боковой грани ступени d: l= B- f с помощью кольца: при прямозубой передаче: l = B- f = 70 -1,5 = 68,5 мм, где: B = 70 мм.

Длина ступицы l должна быть такая, чтобы её край выходил на 5 мм за край плоскости разъема. При этом учитывается размер зазора , то есть внутренний край полости A, а также ширина подшипника 12 и крышки 13 с манжетным уплотнением 11, размеры которого даны в Приложении 3 по диаметру d = 45 мм в нашем случае (D = 65 мм, h=10 мм)

Длина ступени l под подшипник 18 зависит от ширины выбранного по диаметру d= 45 мм шарикового подшипника №309 (d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, C = 37 кН).

Так как зубчатая пара 5, 16 установлена в полости корпуса редуктора симметрично, а шарикоподшипники 12 и 18 располагаются по кромкам внутренней полости редуктора, легко подсчитываются размеры а и в, необходимые при прочностном расчете тихоходного вала 19 в дальнейшем: в нашем случае имеем:

a=b=мм,

длина между опорами: l мм

На валах редуктора устанавливаются три шпонки 1, 10 и 14. Их размеры зависят от ступеней d, d и d.

Каждый вал редуктора устанавливается в корпусе на двух подшипниках одного типоразмера с помощью утопленных крышек, ограничивающих осевое перемещение подшипников (однако установка подшипников в шевронной передаче имеет свои особенности).

4. Расчет валов

4.1 Силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической зубчатой передаче

На схеме: P - окружное усилие; T - радиальное усилие

Исходные данные:

M = 174 Hм

d=0.238 м

=

P= H

T=Ptg= H

4.2 Проверочный расчет валов на сложное сопротивление (изгиб и кручение)

После компоновки редуктора и выбора диаметров ступеней валов производится их проверка на сложное сопротивление (изгиб и кручение).

Во всех одноступенчатых редукторах проверке подвергается тихоходный (второй) вал. Для примера ниже рассматривается порядок расчета тихоходных валов цилиндрических прямозубого, редуктора, а также конического и червячных редукторов и вала червяка.

Определение опорных реакций на тихоходном валу в прямозубом цилиндрическом редукторе

P = 1462 H

T = 532H

a = b = 60 мм

l = 120 мм

Перед определением опорных реакций все действующие силы в зацеплении переносятся на оси валов.

Реакции опор в горизонтальной плоскости



H

Реакция опор в вертикальной плоскости

H

Суммарная реакция опор

Н

Н

По суммарной реакции опор R и R в дальнейшем будет определяться долговечность радиально-упорных конических роликоподшипников №7306, определенных в нашем расчете. При необходимости подбирается другой подшипник этого типа.

4.3 Определение действующих на вал изгибающих моментов M

T = 532 H

P = 1462 H

a = b = 60 мм = 0,06 м

= 266 Н

= 731 Н

= 266 Н

= 731 Н

Эпюры моментов в горизонтальной плоскости

В схеме опасное сечение в т. С

В т. С

Нм

Эпюры моментов в вертикальной плоскости

В схеме опасное сечение в т. С

Нм

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении (т. С)

Нм

4.4 Определение действующих на вал крутящих моментов M

Напряжения изгиба

МПа

где: - суммарный изгибающий момент в т. С (см. выше в п. 3.2.2)

- момент сопротивления в сечении С вала с учетом шпонки:

м

где: - диаметр вала в т. С;

=0,05 м

Размеры шпонки и шпоночного паза зависят от диаметра вала и находятся по таблице 4.1.

Таблица 4.1. Зависимость размеров призматических шпонок от диаметра вала, в мм

Диаметр вала, d	Ширина шпонки, b	Высота шпонки, h	Глубина паза на валу, t	Длина шпонки (не менее)
				рабочая, I	целиком, l
15	5	5	3	16	21
20	6	6	3,5	21	27
25	8	7	4	28	36
30	8	7	4	35	43
35	10	8	4,5	41	51
40	12	8	5	46	58
45	14	9	5,5	52	68
50	14	9	5,5	59	73
60	18	11	7	70	88
70	20	12	7,5	83	103
80	22	14	9	96	118
90	25	16	9	108	133
100	28	16	10	120	148

Для наших расчетов при диаметре вала d = 50 мм имеем:

- ширина шпонки (шпоночной канавки): b = 14 мм

- глубина паза на валу: t=5,5 мм

Отсюда момент сопротивления на валу dв т. С равен:

мм

Напряжение изгиба в т.С:

МПа

Напряжение сжатия

Возникает там, где имеется в зацеплении осевая сила, которая при переносе на ось вала создает напряжение сжатия.

В прямозубой передачи осевой силы нет.

Суммарное нормальное напряжение (в т. С)

= 4,2 МПа

Напряжение кручения (в т. С)

Крутящий момент на валу прямозубого колеса равен: М=174 Нм.

Диаметр вала: d=50 мм (см. выше).

Напряжение кручения на валу колеса:

МПа

где: W - момент сопротивления вала в т. С кручения равен:

мм

Эквивалентное напряжение (в т. С)

где: допускаемое напряжение при изгибе равно:

Марка стали для валов выбирается из таблицы 4.2.

Таблица 4.2. Механические свойства материала валов

Марка стали	Предел прочности при растяжении, в МПа	Предел текучести, т МПа	Предел выносливости при симметричной нагрузке	НRС
			при изгибе, -1 МПа	при кручении, -1 МПа
45	1200	950	600 480	240 360	50-80
20Х	850	630	425 340	170 255	56-62
40Х	1500	1300	750 600	300 450	45-50
40ХН	1600	1400	800 640	320 480	48-54

Принимаем для цилиндрических редукторов в качестве материала вала сталь марки 45 (=600 МПа), запас прочности n = 1,5 (из допустимых n = 1,5..2,0), коэффициент концентрации напряжений =1,8 (из допустимых = 1,5..3,5).

Получаем: МПа

Эквивалентное напряжение в т.С:

МПа

13,5 МПа

5. Расчет подшипников качения

В главе 3 была найдены опорные реакции на тихоходном валу редуктора, а в главе 2 были определены диаметры опорных ступеней вала, на которые устанавливаются подшипники качения, выбраны типы и размеры подшипников и их динамическая грузоподъемность С.

Проверим выбранные подшипники на долговечность, то есть определим, отвечает ли их срок службы заданному значению по заданию.

5.1 Порядок расчета подшипников качения на долговечность

Расчет подшипников качения на долговечность

, ч

где: - ресурс подшипника в часах;

- заданный срок службы подшипника в часах:

ч

где: - время работы в смену: =8 ч,

g - число машиносмен в году: g = 260,

T - срок службы привода: T=5 лет.

С - динамическая грузоподъемность данного подшипника (в Приложении 2);

- коэффициент: =3 - для широкоподшипников,

=3,33 - для роликоподшипников,

n- частота вращения подшипника, об/мин;

Q - приведенная динамическая нагрузка на подшипник, Н.

Для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых конических подшипников:

при

при

Для радиальных роликовых подшипников:

где: X и У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

R и A- радиальная и осевая нагрузка на подшипник;

А' - расчетная осевая нагрузка;

- коэффициент вращения:

=1 - при вращении внутреннего кольца,

=1,2 - при вращении наружного кольца,

- коэффициент безопасности:

=1 - при спокойной нагрузке,

=1,2 - при легких толчках,

=1,5 -при вибрационной нагрузке,

- температурный коэффициент:

=1 - при температуре до 100°С,

= 1,05...1,4 - при температуре >100°С,

е - коэффициент с учетом относительной нагрузки (для радиальных шариковых подшипников), (для радиально-упорных шариковых подшипников), или же с учетом угла контакта(для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников).

Следует иметь в виду, что у одноступенчатых зубчатых редукторов проверке на долговечность подвергаются подшипники тихоходного вала, так как их частота вращения значительно меньше частоты вращения подшипников быстроходного вала, а она и определяет в первую очередь ресурс подшипника (см. формулу расчета ресурса) при одинаковых для валов внешних сил, действующих в зацеплении.

Таблица 5.1. Коэффициенты радиальной нагрузки X, осевой нагрузки Y и коэффициент e однорядных подшипников качения

Тип подшипника	Угол контакта , град.	Относительная нагрузка			e
				X	Y	X	Y
Шариковые радиальные	0	0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56		1	0	0,56	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Шариковые радиалъно-упорные	12...15		0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,57	1	0	0,45	1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00	0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
	18...20 24...26 30 35, 36 40					0,43 0,41 0,39 0,37 0,35	1,00 0,87 0,76 0,66 0,57	0,57 0,68 0,80 0,99 1,14
Роликовые конические радиалъно- упорные	11...30			1	0	0,40	0,4ctg	1,5tg

Расчетная осевая нагрузка А' в опорах I и II вала при двух нижеприведенных схемах а и б установки радиально-упорных конических и шариковых подшипников.

Осевую нагрузку воспринимают в обеих схемах опоры П.

Условия нагружения	Расчетная осевая нагрузка
	В опоре I	В опоре II

где: и - осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах I и II:

Для радиально-упорных шарикоподшипников:

Н,

Н.

Для радиально-упорных конических роликоподшипников:

Н,

Н.

5.2 Определение долговечности подшипников качения в редукторах

Исходные данные:

= 45 мм

= 169,6об/мин

= 777 Н

= 777 Н

Выбран радиальный шарикоподшипник №309:

d = 45 мм, D = 100 мм,

= 25 мм, С = 37000 Н,

= 26000 Н

Схема нагружения подшипников

Из двух подшипников на валу расчету подвергается тот, который нагружен больше.

Определение приведенной нагрузки

Н

где: = 1, = 1,2.

= 1

Определение ресурса подшипника в часах

ч ч

6. Муфты

Муфты служат для передачи вращения и крутящего момента с одного вала на другой. Кроме того муфты могут компенсировать осевое, радиальное и угловое смещение валов, а также смягчать (демпфировать) нагрузки и предохранять трансмиссии от поломок при перегрузках.

6.1 Расчет штифтового предохранительного устройства комбинированной муфты

Предпосылки к расчету:

В муфте лучше всего применять один или два срезных штифта.

Симметричное расположение штифтов исключает изгибающие нагрузки на вал.

Штифты изготавливаются из термообработанных сталей (см. табл. 6.1).

Таблица 6.1. Рекомендуемые для штифтов марки сталей и их термообработка

Марки сталей	, МПа	Термообработка
35	250	Нормализация
	320	Нормализация
	400	Отпуск
	550	Отпуск
45	320	Нормализация, закалка, отпуск
	400	Улучшение, закалка, отпуск
	550	Отпуск
50	350	Нормализация
	530	Нормализация
40Х	400	Нормализация
	550	Отпуск
	700	Отпуск

Втулки каленые изготавливаются из более прочного материала, чем штифты.

Крутящий момент при срабатывании предохранительного устройства не должен быть менее двух номинальных (расчетных) крутящих моментов:

При зубчатых передачах:

Нм,

где: = 174 Нм

Расчет состоит в определении диаметра штифтов при действии предельного крутящего момента , то есть при срабатывании штифтового предохранительного устройства:

мм.

Принимаем = 7 мм;

где: принимаем = 350 Нм;

= 1 при Z = 1 - коэффициент нагрузки;

Z = 1 - число штифтов;

- допускаемое напряжение при срезе:

= (0,2…0,3) : принимаем = 0,3. = МПа

(=550 МПа - для стали 45 по табл. 6.1)

D - диаметр разнесения места расположения штифта:

D = 140 мм

Список литературы

Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для вузов. Изд. 4-е. - М.: Машиностроение, 1989

Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. Изд. 5-е в 2 ч. - М.: Машиностроение, 1992.

Бандаков Б.Ф. Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач: учеб.-метод. пособие. - М.: РИЦ МГИУ, 2006.

Расчет зубчатых передач. Ч. 1, У/П Клоков В.Г. М.: МГИУ,

Расчет и проектирование деталей передач. Ч. 2, У/П Клоков В.Г. М.: МГИУ,

Детали машин: курсовое проектирование : учеб.-метод. пособие Клоков В.Г. М.: МГИУ, 2007

Размещено на Allbest.ru

...