Размещено на http://www.allbest.ru

ПРИВОД ЛЮЛЕЧНОГО ЭЛЕВАТОРА

1 - двигатель, 2 - муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 - цепная передача, 4 - цилиндрический редуктор, 5 - люлечный элеватор, 6 - ведущая звездочка, 7 - ведомая звездочка.

Исходные данные:

Тяговая сила цепи F, кН 2,0

Скорость грузовой цепи v, м/с 1,5

Шаг грузовой цепи р, мм 125

Число зубьев звездочки z 10

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи д, % 6

Срок службы привода L_г, лет 5

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТА

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

привод люлечный элеватор зубчатый чертеж

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 5 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 1 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·5·0,82·8·1·1 = 12000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 10 ·10³ часов.

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	5	1	8	10000	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 2,0·1,5 = 3,0 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_зпз_опз_пк²з_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_зп = 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи,

з_оп = 0,93 - КПД открытой цепной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

з = 0,98·0,97·0,93·0,995²·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 3,00/0,866 = 3,46 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 4,0 кВт.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1

Выбор типа электродвигателя

вариант	двигатель	мощность	синхронная частота вращения, об/мин	номинальная частота вращения
1	4а100s2	4,0	3000	2880
2	4a100l4	4,0	1500	1430
3	4a112mb6	4,0	1000	950
4	4a132s8	4,0	750	720

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения рабочего вала привода

n_рм = 6·10⁴v/(zp) = 6·10⁴·1,5/(10·125) = 72 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	40,00	19,86	13,19	10,0
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	8,0	3,97	2,64	2,00

Варианты 1 отпадает, так как передаточное число открытой передачи значительно превышает рекомендуемые значения. Используемый в варианте 4 двигатель с числом оборотов вала 750 имеет слишком большие габариты, поэтому окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 - электродвигатель 4А112MA6.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950р/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/5,0 = 190 об/мин ₂= 190р/30 = 19,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 190/2,64 = 72 об/мин ₃= 72р/30 = 7,54 рад/с

Фактическое значение скорости тяговой цепи

v = zpn₃/6·10⁴ =10·125·72/6·10⁴ = 1,50 м/с

Отклонение фактического значения от заданного д = 0 < 6%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 3460·0,98·0,995 = 3374 Вт

P₂ = P₁з_зпз_пк = 3374·0,97·0,995 = 3256 Вт

P₃ = P₂з_опз_пс = 3256·0,93·0,99 = 3000 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 3374/99,5 = 33,9 Н·м

Т₂ = 3256/19,9 =163,6 Н·м

Т₃ = 3000/7,53 = 398,4 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	3,374	33,9
Ведомый редуктора	190	19,9	3,256	163,6
Рабочий привода	72	7,53	3,000	398,4

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262 [1c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573·19,9·10,0·10³ = 11·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]_H = 0,45([у]_H1 +[у]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср	ув	у-1	[у]Н	[у]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ш_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[163,6·10³·1,0/(417²·5,0²·0,315)]^1/3 =127 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·125·5,0/(5,0 +1) = 208 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,315·125 = 40 мм.

m > 2·5,8·163,6·10³/208·40·199 = 1,15 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

в - угол наклона зубьев

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2,0/40) =10,1є, принимаем в =10є

z_c = 2·125cos10°/2,0 = 122

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 122/(5,0 +1) = 20

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-z₁ = 122 - 20 =102;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =102/20 = 5,10,

Отклонение фактического значения от номинального

(5,10 - 5,00)100/5,0 = 2,0%, допустимо 6%.

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1222/2125 = 0,9760 =12,58°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (102+20)·2,0/2cos12,58° = 125 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·20/0,976 = 40,98 мм,

d₂ = 2,0·102/0,976 = 209,02 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 40,98+2·2,0 = 44,98 мм

d_a2 = 209,02+2·2,0 = 213,02 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 40,98 - 2,5·2,0 = 35,98 мм

d_f2 = 209,02 - 2,5·2,0 = 204,02 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,315·125 = 40 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 40+5 = 45 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 19,9·209,02/2000 = 2,1 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₂/d₂ = 2·163,6·10³/209,02 = 1565 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 1565tg20є/0,976 = 583 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 1565tg12,58° = 349 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

К_Нб = 1,09 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

у_H = 376[1565(5,10+1)1,09·1,0·1,04/(209,02·40)]^1/2 = 427 МПа.

Перегрузка (427 - 417)100/417 = 2,4% допустимо 5%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 12,58/140 = 0,910,

K_Fб = 1,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,09 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 20 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 20/0,976³ = 21,5 > Y_F1 = 4,00,

при z₂ =102 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =102/0,976³ = 109,7 > Y_F2 = 3,60.

у_F2 = 3,60·0,910·1565·1,0·1,0·1,09/2,0·40 = 77,6 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 77,6·4,00/3,60 = 86,2 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < 1,05[у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Шаг цепи

где [p] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

К_э - коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сКК_регК_р,

где К_д = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 - смазка периодическая,

К = 1,0 - положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 - нерегулируемая передача,

К_р = 1,0 - работа в одну смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ - число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 - 2u = 29 - 22,64 = 23,7,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 23

р = 2,8(163,610³1,88/2330)^1/3 = 21,4 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 25,4 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 7,92 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 15,88 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 232,64 = 60,7

Принимаем z₂ = 61

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 61/23 = 2,65

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Дu = (2,65 - 2,64)100/2,64 = 0,9% допустимо 6%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² - 8²]^0,5}

где L_p - число звеньев цепи,

z_c - суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 23+61 = 84,

= (z₂ - z₁)/2 = (61 - 23)/2 = 6,04.

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,584 + 6,04²/40 = 122,9

где а_р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 122

а_р = 0,25{122 - 0,584+[(122 - 0,584)² - 86,04²]^0,5} = 39,6

a = a_pp = 39,625,4 = 1006 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 122·25,4 = 3098 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 25,4/[sin(180/23)] = 186 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 25,4/[sin(180/61)] = 493 мм.

Диаметры выступов

D_e = p(K+K_z - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

К_z - коэффициент числа зубьев

= р/d₁ = 25,4/7,92 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/23 = 7,28,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/61= 19,40,

D_e1 = 25,4(0,7+7,28 - 0,31/3,21) = 200 мм,

D_e2 = 25,4(0,7+19,40 - 0,31/3,21) = 508 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д - (d₁ - 0,175d_д^0,5)

D_f1= 186 - (7,92 - 0,175186^0,5) = 176 мм

D_f2= 493 - (7,92 - 0,175493^0,5) = 481 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b₃ - 0,15 = 0,9315,88 - 0,15 = 14,62 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 14,62+21,6 = 17,82 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/25,4 = 591 об/мин

Условие n = 289 < [n] = 591 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 423190/60122 = 2,4

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/25,4 = 20

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2325,4190/6010³ = 1,85 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 3256/1,85 = 1760 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 7,9215,88 = 126 мм³.

р = 17601,88/126 = 26,3 МПа.

Условие р < [p] = 30,3 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v - центробежная сила

F₀ - натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 2,61,85² = 9 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,862,61,006 = 154 H

где k_f = 6 - для горизонтальной передачи.

s = 60000/(11760+ 9+154) = 31,2 > [s] = 8,6 [1c.94].

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,151760+2154 = 2332 H.

где k_в = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная F_t =1565 Н

радиальная F_r = 583 H

осевая F_a = 349 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·33,9^1/2 = 582 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 2332 H.



Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (33,9·10³/р10)^1/3 = 26 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 28 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)28 = 2234 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (163,6·10³/р20)^1/3 = 34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2540 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40+3,22,5 = 48,0 мм,

принимаем d₃ = 48 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №308 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№308	40	90	23	41,0	22,4

8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 43F_t - 86B_X + 102F_м = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = (43•1565 + 102•582)/86 =1473 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X + F_М - F_t =1473 + 582 -1565 = 490 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1473·43 = 63,3 Н·м

M_X2 = 582·102 = 59,4 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 43F_r - 86B_Y - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (583·43 -349·40,98/2)/86 = 208 H

A_Y = F_r - B_Y = 583 - 208 = 375 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 375·43 = 16,1 Н·м

M_Y = 208·43 = 8,9 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (490² + 375²)^0,5 = 617 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1473² + 208²)^0,5 =1488 H

Схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 46F_t + 92D_X - 172F_в = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (1565·46 + 2332·172)/92 = 5142 H

Реакция опоры C в плоскости XOZ

C_X = D_X + F_t - F_в = 5142 +1565 - 2332 =4375 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =4375·46 =201,3 Н·м

M_X2 =2332·80 =186,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 46F_r1+F_a2d₂/2 - 92D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (583·46 +349·209,02/2)/92 = 688 H

Реакция опоры C в плоскости XOZ

C_Y = D_Y - F_r = 688 - 583 =105 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =105·46 = 4,8 Н·м

M_X2 = 688·46 = 31,6 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (4375² +105²)^0,5 = 4376 H

D = (5142² + 688²)^0,5 = 5188 H

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 349/13,710³ = 0,025 е = 0,21 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =349/1488 = 0,23 > e, следовательно Х=0,56; Y= 2,1

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r = В - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,3- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (0,56·1·1488+2,1•349)1,3·1 = 2036 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 2036(573·99,5·10000/10⁶)^1/3 =16883 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /2036)³/60950 = 34468 часов,

больше ресурса работы привода, равного 10000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 349/22,410³ = 0,015 е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/D =349/5118= 0,07 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·5118+ 0)1,3·1 = 6653 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 6653(573·19,9·10000·10⁶)^1/3 = 32264 < C = 41,0 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(41,010³ /6653)³/60190 = 20530 часов,

больше ресурса работы привода, равного 10000 часов.

10. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 = 74 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 40 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·40 = 6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 =10 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025а_т + 3 = 0,025·125 + 1 = 4,1 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 186 мм

Ширина зуба b = 14,62 мм

Толщина диска С = 17,82 мм

Диаметр проточки

D_c = p•ctg(180/z) - 1,5h = 25,40ctg(180/23) - 1,5•24,2 = 148 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 35 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55•35 = 54 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)35 = 28…52 мм

принимаем l_ст = 50 мм.

Ведомая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 493 мм

Диаметр проточки

D_c = p•ctg(180/z) - 1,5h = 25,40ctg(180/61) - 1,5•24,2 = 456 мм

Диаметр вала под звездочкой

= (16·398,4·10³/р20)^1/3 = 47 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 48 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55•48 = 74 мм

принимаем d_ст = 74 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)48 = 38…72 мм

принимаем l_ст = 60 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 2,5·33,9 = 85 Н·м < [T]

k = 2,5 - коэффициент режима нагрузки для элеватора

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками, установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)3,37 2,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,10 м/с и контактном напряжении у_в=427 МПа =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·33,6·10³/30(7-4,0)(32-8) = 31,4 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14Ч9Ч36. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·163,6·10³/48(9-5,5)(36-14) = 88,4 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 10Ч8Ч45. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·163,6·10³/35(8-5,0)(45-10) = 89,0 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5•688 =344 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]344 = 465 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(12 - 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•465/84 = 7 МПа < [у] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 59,4 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 59,4·10³/4,21·10³ = 14,1 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 33,9·10³/2·8,42·10³ = 2,0 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5·14,1 = 6,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,50·2,0 + 0,1·2,0) = 37,5

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 6,8·37,5/(6,8² + 37,5²)^0,5 = 6,7 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под колесом зубчатой передачи.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

Материал вала сталь 45 нормализованная: у_в = 570 МПа

Пределы выносливости:

- при изгибе у_-1 = 0,43у_в = 0,43·570 = 245 МПа

- при кручении _-1 = 0,58у_-1 = 0,58·245 = 142 МПа

Суммарный изгибающий момент

М_и = (201,3²+(31,6+ 4,8)²)^1/2 =204,6 Н·м

Момент сопротивления изгибу

W_нетто = рd³/32 - bt₁(d-t₁)²/2d =

= р48³/32 - 14·5,5(48-5,5)²/2·48 = 9,41·10³ мм³

Момент сопротивления кручению

W_{к нетто} = рd³/16 - bt₁(d-t₁)²/2d =

= р48³/16 - 14·5,5(48-5,5)²/2·48 = 20,3·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W_нетто =204,6·10³/9,41·10³ =21,7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_{к нетто} = 163,6·10³/(2•20,3·10³) = 4,0 МПа

Коэффициенты:

k_у= 1,6; _у =0,82; k = 1,5; =0,70; = 0,1 [2c166]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 245/(1,6·21,7/0,82) = 5,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 142/(1,5·4,0/0,70 + 0,1·4,0) = 15,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 5,8·15,8/(15,8² + 5,8²)^0,5 = 5,5 > [s] = 2,5

12. ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОР

Условный объем редуктора

V = LBH = 275•160•380 = 16,7•10⁶ мм³

L = 275 мм - длина редуктора;

В = 160 мм - ширина редуктора;

Н = 380 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV•10^-9 = 0,45•7300•16,7•10⁶•10^-9 = 55 кг

где ц = 0,45 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ = 55/163,6 = 0,34

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

ЛИТЕРАТУРА

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru

...