Привод цепного конвейера с червячным редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Пермский национальный исследовательский политехнический университет» Лысьвенский филиал

(ЛФ ПНИПУ)

Кафедра технических дисциплин

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на тему: «Привод цепного конвейера с червячным редуктором»

по дисциплине: «Детали машин»

Лысьва 2014

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Определение ресурса приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

4. Расчет закрытой передачи

5. Нагрузки валов редуктора

6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

7. Расчетная схема валов редуктора

8. Проверочный расчет подшипников

9. Проверочный расчет шпонок

10. Проверочный расчет валов

11. Тепловой расчет редуктора

12. Выбор муфт

13. Определение массы технического уровня редуктора

Список использованной литературы

Введение

В данной работе производится расчет привода ленточного транспортера.

Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

В ходе работы над проектом делается анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.

• Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.
• Техническое задание
• Рис.1 Кинематическая схема привода ленточного конвейера
• 1 - Электродвигатель; 2 - Муфта; 3 - Редуктор червячно-цилиндрический; 4 - Муфта; 5 - Барабан; 6 - Плита (рама).
• Заданные величины:
• - окружная сила на барабане;
• - скорость движения ленты;
• - диаметр барабана;
• - ширина транспортерной ленты
• Срок службы - 4 года
• К_сут=0,29; К_год=0,8
• Нагрузка спокойная.
• привод червячный редуктор тепловой
• 1. Определение ресурса приводного устройства
• Определяем ресурс привода L_h, ч:
• L_h = 365L_rt_cL_c
• где L_r- срок службы привода
• t_c- продолжительность смены
• L_c- число смен
• L_h = ч.
• Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда
• L_h = ч.

Место установки	Lr	tc	Lc	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
-					Умеренные колебания	нереверсивный

• 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
• Выбор электродвигателя
• Потребляемая мощность на выходе привода
• Потребляемая мощность электродвигателя
• где з_зп=0,96-0,97 - КПД закрытой передачи
• з_м=0,98 - КПД муфты
• з_пк=0,99 - КПД подшипников качения
• з_пс=0,98-0,99 - КПД подшипников скольжения / 1,стр.42, табл 2.2./
• Зная общий кпд, рассчитаем потребляемую мощность электродвигателя
• По рассчитанной потребляемой мощности выбираем электродвигатель по таблице /1, стр.406 табл. К9/.
• Ближайшие значения мощности электродвигателя кВт.
• По данным таблицы подходят электродвигатели четырех марок: с частотой вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. При выборе первого из указанных двигателей возникнут затруднения в реализации большого передаточного числа, а двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс. Двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) имеют большие габариты и массу.
• Принимаем двигатель номинальной мощностью Р_эд.ном= кВт, с номинальной частотой вращения ротора n_эд.ном= об/мин.
• Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
• Частота вращения выходного вала редуктора
• Общее передаточное число привода

• Разбивка передаточного числа по ступеням
• ,
• где - передаточное число
• Определим передаточное число тихоходной передачи:
• /1, стр.45/
• Передаточное число быстроходной передачи:
• .
• Определение вращающих моментов на валах привода
• Частота вращения валов
• Примем индексацию скоростей согласно номерам валов на рисунке 1.
• Угловая скорость валов
• Мощность на валах
• Вращающие моменты на валах привода
• где Т_эд вращающий момент на валу электродвигателя номинальный, кВт
• Полученные в данном разделе результаты приведены в таблицах 1.1 и 1.2.
• Таблица 1.1

Вал №	Частота вращения, об/мин.	Угловая скорость, рад/с.	Мощность на валу, кВт.	Вращающий момент на валу, Нм.
1
2
3
4
5

• Таблица 1.2.

Элемент привода	Передаточное число
Быстроходная ступень редуктора
Тихоходная ступень редуктора

• 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
• Выбор материалов зубчатых передач

Тип редуктора - цилиндрическо-червячный двухступенчатый. Быстроходная (первая) ступень редуктора - червячная, и тихоходная (вторая) - цилиндрическая с косозубыми колесами.

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ? 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ ? 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

НВ₁ ? НВ₂ + (30 - 50) НВ,

где НВ₁ и НВ₂ - твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ ? 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ? 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ 300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух - и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Термообработка колеса и шестерни одинаковая - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: HВ, HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х ГОСТ 4543-71

- предел прочности _в= Н/мм²

- предел текучести _т= Н/мм²

Определим среднюю твердость для шестерни НВ_ср1 и колеса НВ_ср2, как среднее арифметическое предельных твердостей выбранного материала.

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения []_H0 и []_F0 при числе циклов перемены напряжений N_H0 и N_F0, где N_H0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости; N_F0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости при изгибе.

Число циклов N_H0 определяем по таблице 3.3 /1, стр.55/ в зависимости от твердости материала.

Для шестерни N_H01=25Ч10⁶ циклов.

Для колеса N_H02=16Ч10⁶ циклов.

Число циклов N_F0=4Ч10⁶ циклов ([1], с. 56).

Значение напряжений []_H0 и []_F0 принимаем по таблице 3.1 /1, стр. 52/ в зависимости от марки стали и термообработки.

Для стали 45 с термообработкой улучшение

Для шестерни:

Для колеса:

Определение допускаемых контактных напряжений

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

L_год = лет; К_год =0,8; К_сут =0,29 - эти величины нам заданы.

.

Действительное число циклов перемены напряжений

N_H01=циклов.

N_H02=циклов.

/1, стр. 56

Допускаемое контактное напряжение

Для шестерни:

Для колеса:

При расчете цилиндрических косозубых передач используют среднее значение допускаемого напряжения, рассчитываемого по формуле:

/1, стр. 56/

При этом не должно превышать . Данное условие выполняется.

Определение допускаемых напряжений изгиба

Коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба

где m - показатель степени в уравнении кривой усталости (для т.о - улучшение)

([1], с. 56).

.

Так как N>N_F0, коэффициент K_FL=1. /1, стр. 56/

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни:

Для колеса:

Расчет модуля зацепления для цилиндрических передач производят по меньшему значению из полученных для колеса и для шестерни, т. е. по менее прочным зубьям.

Значения допускаемых напряжений, полученные в данной главе, приведены в таблице 3.1.

Выбор материалов червячной передачи

Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики

Червяки изготавливают из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач. Для червяка выбираем:

- материал сталь 40Х ГОСТ 4543-71

- термообработка - улучшение и закалка ТВЧ

- твердость заготовки 4550 HRC

- предел прочности _в= 900 Н/мм²

- предел текучести _т= 750 Н/мм²

Выбираем материал для червячного колеса

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по таблице 3.5.

Скорость скольжения определяется по эмпирической формуле

где Т₂ - вращающий момент на валу червячного колеса

щ₂ - угловая скорость тихоходного вала

м/с

В соответствии со скоростью скольжения выбираем для червячного колеса чугун марки ГОСТ 1412-79, полученный способом литья в землю, с у_ВИ= Н/мм².

Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков и скорости скольжения по формулам для третьей группы:

[у]_H0 для червяков с твердостью ?45 НRC принимаем равным 350 МПа.

МПа

где К_FL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб

где

циклов;

Н/мм²

Таблица 3.1

Допускаемые напряжения	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
	червяк	колесо	шестерня	колесо

4. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

Межосевое расстояние

,

где - вспомогательный коэффициент

для косозубых /1, стр.58/;

= - коэффициент ширины венца колеса

- момент на колесе, Нм;

U - передаточное отношение передачи;

- коэффициент концентрации нагрузки (для постоянной нагрузки =1).

Для тихоходной ступени:

Округляем до стандартного значения

Модуль передачи

,

где К_m - вспомогательный коэффициент

для косозубой передачи К_m=5,8; /1, стр. 13/

Т₄ - момент на колесе, Нм;

d₄ - делительный диаметр колеса, мм;

b₄ - ширина венца колеса, мм;

[]_F - допускаемое напряжение изгиба для колеса, МПа.

Выбираем из стандартного ряда = мм.

Предварительные основные размеры колес

Делительный диаметр колесa

;

.

Ширина колеса

;

.

Ширина шестерни

.

Минимальный угол наклона зубьев

,

где b₄ - ширина венца колеса, мм; m - модуль, мм.

Определяем суммарное число зубьев

;

Действительное значение угла наклона зубьев

;

Число зубьев колес и шестерней

,

;

Фактическое передаточное отношение

; ; .

Получили допустимые погрешности по передаточному отношению.

Диаметры колес и шестерней

Делительный диаметр

; ;

; ;

Диаметр окружности вершин зубьев

,

где d - делительный диаметр, мм;

Диаметры окружностей впадин

,

где d - делительный диаметр, мм;

Таблица 4.1

Параметр	Тихоходная ступень
	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, мм
Угол наклона зубьев
Модуль, мм
Число зубьев Z
Делительный диаметр d, мм
Диаметр вершин dа, мм
Диаметр впадин df, мм

Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

мм,

Принимаем мм / 1 табл. 13.15/

Проверяем пригодность заготовок колес

Условие пригодности заготовок колес:

; ,

где - диаметр заготовки шестерни

мм.

,

 - толщина диска заготовки колеса

мм,

, / 1 табл. 3.4/

Проверка зубьев по контактным напряжениям

,

где K - вспомогательный коэффициент K= - для косозубых передач;

окружная сила в зацеплении, Н

,

.

K_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубых K_Н определяется по графику / 1 стр. 66, рис. 4.2/ в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи / 1 табл. 4.2, стр. 64/

м/с,

Для 9^ой степени точности K_Н= ;

б) K_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес K_Н= , /1, стр.64/;

в) K_НV - коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых колес K_НV= ; /1, стр.65/;

г) U - фактическое передаточное отношение передачи;

д) - межосевое расстояние, мм;

е) - допускаемое контактное напряжение = МПа.

Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в сторону при допускаемом отклонении .

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.

- колеса;

- шестерни, где

K_F - коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Для 9^ой степени точности K_F= , /1, стр.66/;

K_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес K_F= , /1, стр.66/;

K_FV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности колес, K_FV= ; /1, стр.67/;

m - модуль передачи, мм;

b₄ - ширина венца колеса, мм;

Y_F3 и Y_F4 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V :

; .

; .

Применяя линейное интерполирование, получим:

Y_F3= ; Y_F4= ;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y=1-/140.

Y_Б= ;

Расчетные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, прочность на изгиб обеспечена.

Таблица 4.2

Напряжения	Расчетное напряжение изгиба, МПа	Допускаемое напряжение изгиба, МПа	Расчетное контактное напряжение, МПа	Допускаемое контактное напряжение, МПа	Отклонение контактного напряжения от допускаем.
Шестерня
Колесо

Проектный расчет червячной передачи

Определяем межосевое расстояние

где К_а - коэффициент, равный мм

Полученное значение округляем до стандартного ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров a_w= мм.

Определяем число витков червяка

Число витков червяка зависит от передаточного числа и равно

Определяем число зубьев червячного колеса

Полученное значение округляем до целого числа в меньшую сторону шт.

Определяем модуль зацепления

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного значения из первого ряда m = .

Определяем коэффициент диаметра червяка

Полученное значение округляем до стандартного из первого ряда чисел, .

Определяем коэффициент смещения инструмента

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до . Условие ________________.

Определяем фактическое передаточное число u_ф

Определяем фактическое значение межосевого расстояния

мм

Определяем основные геометрические размеры передачи

а) основные размеры червяка

- делительный диаметр мм

- начальный диаметр мм

- диаметр вершин витков мм

- диаметр впадин витков мм

- делительный угол подъема линии витков

- длина нерезаемой части червяка

где х - коэффициент смещения

мм

мм

б) основные размеры венца червячного колеса

- делительный диаметр мм

- диаметр вершин зубьев мм

- наибольший диаметр колеса мм

- диаметр впадин зубьев мм

- ширина венца мм

- радиусы закруглений зубьев

мм

мм

- условный угол обхвата червяка венцом колеса

Проверочный расчет закрытой конической передачи

Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи

где г - делительный угол подъема линии витков червяка

ц - угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения по таблице 4.9.

м/с

Принимаем ц = ⁰

Проверяем контактные напряжения зубьев колеса

где - окружная сила на колесе

К - коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости колеса

м/с

При V₂= м/с принимаем К=

Н

Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в сторону на %, при допускаемом отклонении .

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

где Y_F2 - коэффициент формы зуба, определяется по таблице 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Принимаем Y_F2= .

При проверочном расчете у_F получается меньше, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 4.4.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Проектный расчет
Межосевое расстояние аw, мм		Ширина зубчатого венца колеса b2, мм
Модуль зацепления m, мм		Длина нерезаемой части червяка b1, мм
Коэффициент диаметра червяка q, мм		Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1
Делительный угол подъема витков червяка г
Угол обхвата червяка венцом 2д		Диаметры колеса: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dАМ2
Число витков червяка z1
Число витков колеса z2
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного действия, з
Контактные напряжения н, Н/мм2
Напряжения изгиба F, Н/мм2

5. Нагрузки валов редуктора

Силы в червячном зацеплении:

а) окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Н

б) окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Н

в) радиальная сила

Н

г) сила от действия полумуфты

Н

Определяем силы в цилиндрическом зацеплении

а) окружная сила

Н

б) радиальная сила

где б - стандартный угол в зацеплении 20

Н

в) сила от действия полумуфты

Н

6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Проектный расчет валов

Для валов редуктора выбираем сталь с термообработкой

Выберем допускаемые напряжения.

Проектный расчет валов будем выполнять по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть, не учитывая напряжения изгиба, концентрацию напряжений и цикличность нагрузок. По этому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение будем принимать заниженными:

для быстроходного вала ;

для промежуточного вала ;

для тихоходного вала .

Определим геометрические параметры ступеней валов.

Быстроходный вал

Диаметр вала под полумуфту

,

где М_к - вращающий момент на быстроходном валу М_к= Нм;

Округлим до стандартного значения d₁= мм;

Длина выходного конца вала под полумуфту

l₁=1,5d₁; l₁= мм;

Размеры шпонки для полумуфты: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм. /1, стр. 449/

Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

, где t - высота буртика, t = мм;

;

Длина вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

; ;

Диаметр вала под резьбу принимаю /1 табл. 10.11./

Длина вала под резьбу

мм;

Диаметр вала под подшипник

мм,

Принимаем диаметр мм.

Длина вала под подшипник определяется графически.

Диаметр под червяк

мм,

где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром мм r = мм;

Длина бурта мм.

где t - высота буртика, для диаметра ______ мм r = мм;

Длину вала под червяк определим графически.

Рис. 6.1.

Промежуточный вал

Шестерню будем нарезать на валу, а колесо устанавливать на шпонке.

Диаметр под колесо

,

, округлим до ближайшего стандартного значения d₃ = мм.

Длина участка под колесо и шестерню l₃ определяется графически.

Диаметр буртика для базирования колеса на валу

,

где f - фаска на колесе f = мм;

,

Округлим до стандартного значения d_б = мм.

Размеры шпонок: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁ = мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

Диаметр вала под подшипник

;

,

Округлим до стандартного значения диаметра подшипника d₂ = мм.

Рис. 6.2.

Длина участка под подшипник определяется шириной подшипника

l₂ = +2 = мм.

Диаметр вала под подшипник

.

Длина под подшипник

l₄ = l₂ = мм.

Тихоходный вал

Вал будем точить отдельно, а колесо насаживать на вал.

Диаметр вала под полумуфту

,

Округлим до стандартного значения d₁ = мм.

Длина вала под полумуфту

,

.

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник

,

где t = мм;

Принимаю ближайшее значение по внутреннему диаметру подшипника .



Рис. 6.3.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник со стороны полумуфты

l₂ = 1,25d₂;

l₂ = мм.

Диаметр вала под колесо

мм,

где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром мм r = мм;

Длину вала под шестерню определим графически.

Диаметр вала под подшипник

,

Длина вала под подшипник

l₄ = В+с = мм.

Размеры шпонки для колеса: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм.

Размеры шпонки для полумуфты: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

Предварительный выбор подшипников

Для быстроходного вала в качестве опор возьмем роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ27365-87 серии. Размеры подшипника d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н, е= , Y= , Y₀= . Схема установки - в распор. /2, стр. 436 таблица К29/

Промежуточный вал выполним плавающим. В качестве опор для него возьмем роликовые конические однорядные подшипники _________ ГОСТ 27365-87_______ серии. Размеры подшипников: d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н, е= , Y= , Y₀= . Схема установки - в распор.

Для тихоходного вала редуктора возьмем роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ27365-87 серии. Данный подшипник имеет размеры: d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н, е= , Y= , Y₀= . Схема установки - в распор. Схема установки - в распор.

Эскизная компоновка редуктора

По вычисленным размерам валов определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников, а так же сил от муфт.

Расстояние между точками приложения реакций подшипников:

быстроходного вала l_б= мм;

промежуточного вала l_п= мм;

тихоходного вала l_т= мм.

Расстояние от точки приложения силы от муфты до реакции смежного подшипника:

l_мб= мм; l_мт= мм.

Для предотвращения задевания колес за корпус предусмотрим зазор x = 10 мм, а с нижней стороны y = 21 мм.



Рис. 6.4. Эскизная компоновка

7. Расчетная схема валов редуктора

Расчетная схема быстроходного вала

7.1.1. Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l₁= мм, l₂ = мм, l₃ = мм, d₁ = мм, ,

, , .

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.1)

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

:

:

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.1)

Строим эпюру крутящих моментов

Определим суммарные радиальные реакции

,

НАПРИМЕР:

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,

Расчетная схема промежуточного вала

Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l1= мм, l2 = мм, l3 = мм, d2 = мм, d3 = мм, , , , , .

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

:

:

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.1)

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

:

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.2)

Строим эпюру крутящих моментов

Определим суммарные радиальные реакции

,

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,



Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l₁= мм, l₂ = мм, l₃ = мм, d₄ = мм, , , .

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

:

:

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.1)

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

:

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис.5.2)

Строим эпюру крутящих моментов

,

Определим суммарные радиальные реакции

,

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,



8. Проверочный расчет подшипников

Подшипники быстроходного вала

Для быстроходного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ27365-87 серии. Размеры подшипника d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н., е = , Y= , Y₀= . Схема установки - в распор.

Радиальные реакции: , .

Угловая скорость вала = с^-1,

Определим эквивалентную нагрузку

,

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V= ;

R_r - радиальная реакция подшипника, Н;

К_б - коэффициент безопасности, для редукторов К_б = ;

К_т - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С К_т= .

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

Пригодность подшипников определяется условием

,

где - расчетная грузоподъемность; - базовая грузоподъемность.

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где m - показатель степени, для роликовых подшипников m = 3,33;

L_h - требуемая долговечность подшипника, исходя из срока службы привода L_h= ч.

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

Пригодность подшипников определяется условием

,

где - базовая (расчетная) долговечность, ч;

- требуемая долговечность

,

.

Условие выполняется.

Подшипники промежуточного вала

Для промежуточного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ27365-87 серии. Размеры подшипника d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н., е= , Y= , Y₀= . Схема установки - в распор.

Радиальные реакции:

, .

Угловая скорость вала = с^-1,

Определим эквивалентную нагрузку

,

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V= ;

R_r - радиальная реакция подшипника, Н;

К_б - коэффициент безопасности, для редукторов К_б = ;

К_т - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С К_т= .

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

;

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

,

.

Условие выполняется.

Подшипник пригоден.

Подшипники тихоходного вала.

Для тихоходного вала предварительно были выбраны радиальные однорядные шарикоподшипники ГОСТ27365-87 серии. Размеры подшипника d = мм, D = мм, Т= , b = мм, с= мм, r= мм, б= ° C_r= Н, C_0r= Н., е = Y= , Y₀= . Схема установки - в распор.

Радиальные реакции: , .

Угловая скорость вала = с^-1,

Определим эквивалентную нагрузку

;

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

;

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

;

Условие выполняется.

9. Проверочный расчет шпонок

Применяемые в проектируемом приводе шпонки будем проверять на смятие.

Условие прочности:

,

где F_t - окружная сила на зубчатом колесе или элементе открытой передачи;

А_см - площадь смятия, мм²;

[]_см - допускаемое напряжение на смятие, []_см=190 Н/мм².

,

где l_p - расчетная длина шпонки

,

где l - полная длина шпонки, мм;

b, h, t₁ - стандартные размеры шпонки.

Шпонка под полумуфтой быстроходного вала

Размеры шпонки: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

Шпонка под колесом промежуточного вала

Размеры шпонок: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁ = мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

Шпонка под колесом тихоходного вала

Размеры шпонки для колеса: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

Размеры шпонки для полумуфты: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

10. Проверочный расчет валов

Определение напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм²

а) нормальные напряжения:

,

где М- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;

W_нетто- осевой момент сопротивления сечения вала, мм^3.

Н/мм² для быстроходного вала

Н/мм² для промежуточного вала

Н/мм² для выходного вала

где W_нетто для быстроходной ступени

мм³;

для промежуточной ступени

мм³;

для тихоходной ступени

мм³

б) касательное напряжение:

,

где М_к- крутящий момент, Нм;

W_снетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Н/мм² для быстроходного вала

Н/мм² для промежуточного вала

Н/мм² для выходного вала

где для быстроходной ступени

=0,2d³

мм³;

для промежуточной ступени

мм³;

для тихоходной ступени

мм³.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала



для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

,

где у_-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²: у_-1 и ф_-1 ?0,58(у_-1):

(у_-1) = Н/мм²

для быстроходного вала Н/мм²;

для промежуточного вала Н/мм²;

для тихоходного вала Н/мм²

,

где ф_-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²: ф_-1 ?0,58(у_-1) = Н/мм²:

для быстроходного вала Н/мм²;

для промежуточного вала Н/мм²;

для тихоходного вала Н/мм².

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

,

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

,

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении

?[S],

где [S]=1,31,5- при высокой достоверности расчета;

[S]=1,62,1 - при менее точной расчетной схеме.

для быстроходного вала ?[S]

для промежуточного вала ?[S]

для тихоходного вала ?[S]

11. Тепловой расчет червячной передачи

Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.

0.95 в данном случае это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.

Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.

где [t_м] - максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 7590C);

P₁= кВт - подводимая мощность (мощность на валу червяка);

К_Т=817.5 Вт/(м²С) - коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха). Примем К_Т = 12 Вт/(м²С);

t ₀ - температура окружающего воздуха, 20С;

A - площадь свободной поверхности охлаждения корпуса м²

А = м²

t_м < [t_м] , следовательно , редуктор специально охлаждать

12. Выбор муфт

Для передачи вращающего момента от тихоходного вала редуктора на вал барабана транспортера будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой. Данная муфта может работать при радиальном смещении до 3,6 мм и угловом до 130.

Определим расчетный момент муфты:

,

где К_р - коэффициент режима нагрузки, К_р = ;

Т₄ - момент на выходном валу редуктора, Т₄ = Нм;

Т - номинальный момент муфты.

Выбираем муфту с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-82 (рис. 9.1) на номинальный момент Т = Нм с диаметром под вал мм.

Рис. 9.1.

Размеры муфты:

Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм².

Для передачи вращающего момента от вала электродвигателя на вал быстроходный будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой. Данная муфта может работать при радиальном смещении до 3,6 мм и угловом до 130.

Определим расчетный момент муфты:

,

где К_р - коэффициент режима нагрузки, К_р = ;

Т₄ - момент на выходном валу редуктора, Т₄ = Нм;

Т - номинальный момент муфты.

Выбираем муфту с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-82 (рис. 9.2) на номинальный момент Т = Нм с диаметром под вал мм.



Рис. 9.2.

Размеры муфты:

Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм².

13. Определение массы и технического уровня редуктора

Определяем массу редуктора:

где = - коэффициент заполнения, определяем по рис 12.1., в зависимости от межосевого расстояния a_w ,

= 7,4кг/м³ - плотность чугуна;

V - условный объём редуктора.

V = LBH = мм³ .

m = кг.

Определяем критерий технического уровня редуктора:

Технический уровень редуктора

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент Т2, Нм	Критерий	Вывод

Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование. М., 1984.

3. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: Наукова Думка, 1975.

Размещено на Allbest.ru

...