Привод цепного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

И ордена Трудового Красного Знамени

Государственный технический университет им. Н. Э. Баумана

Кафедра “Детали машин”

Привод цепного транспортера

Пояснительная записка

Студент (Сизонов В. В.) Группа Э2-61

Руководитель проекта (Сыромятников В.С.)

2016 г.



Оглавление

вал подшипник деталь смазочный

2. Выбор электродвигателя

3. Ориентировачный расчет валов

4. Предварительный выбор подшипников и торцевых крышек

5. Выбор и расчет муфт

6. Расстояния между деталями передачи

7. Выбор материалов для зубчатых колес

7.1 Расчет допускаемых напряжений

8. Расчет межосевых расстояний. Определение размеров зубчатых колес

9. Выбор способов смазывания и смазочных материалов

10. Расчет подшипников

11. Проверочный расчет валов

12. Расчет соединений

13. Расчет корпуса редуктора и деталей транспортера

Список литературы

Приложение №1



2. Выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

где - КПД редуктора, - КПД муфты, - КПД подшипника. c. 7[2]

Требуемая мощность электродвигателя с. 5 [2]:

где

F_t = 8000 - окружная сила,V = 0.63 - скорость цепи (техническое задание)

Приведенная частота вращения с. 6 [2]:

мин^-1

где , где p=160 мм - шаг цепи транспортера, z=8 - число зубьев звездочки.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

мин^-1

где - передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндричеcкого двуступенчатого редуктора.

Выбираю электродвигатель АИР 132 М8 / 712 с. 459 табл. 24.9 [2] (рис.1).

Определяю общее передаточное число редуктора:

Частота вращения тихоходной ступени редуктора:

мин^-1

Вращающий момент на тихоходном валу:

= 10^-3 · 8000 · 203.82 /(0.99 · 0.98) = 1581.96 Н·М

Рис. 1 Электродвигатель АИР 132М8/712

Таблица 1

d1	l1	l30	b1	h1	d30	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
38	80	498	10	8	288	178	89	12	216	132	13	325

3. Ориентировачный расчет валов

Для быстроходного(входного) вала(рис.2):

мм с. 42 [2]

где мм- высота заплечника, с.46[2], Т_Б = 62.7 Н·м- момент на быстроходном валу.

мм

где r = 2 мм - координата фаски подшипника.

мм

округляю полученные значения до стандартных мм, мм,мм.

Для промежуточного вала(рис.2):

мм

где f = 1.2 мм- размер фаски колеса, Т_пр =310.4 Н·м - момент на промежуточном валу



мм

мм

мм

Округляю: мм, мм, мм, мм.

Для тихоходного(выходного) вала(рис.2):

мм, где Т_т = 1582 Н·м -момент на тихоходном валу

мм

мм

Округляю: мм, мм, мм, мм.

Для приводного вала(рис.2):

мм

мм

мм

округляю мм, мм, мм, мм.



Рис. 2 Вал



4. Предварительный выбор подшипников и торцевых крышек

Для тихоходного, промежуточного и быстроходного валов выбираю шариковые радиальные однорядные подшипники серии диаметров 2. c. 50[2], 256[3] (рис.5).

Для приводного вала выбираю шариковые радиальные сферические двухрядные с.259[3] (рис.5.1.)

Таблица 2.1

	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Cr, кН	Cor, кН	Обозначение
Быстроходный вал	35	72	17	2,0	25.5	15.3	207
Промежуточный вал	40	80	18	2,0	32,0	19,0	208
Тихоходный вал	70	125	24	2,5	61,8	45,0	214
Приводной вал	70	125	24	2,5	34,5	24,3	1214

Для быстроходного вала выбираю крышку МС72х30 с. 277[3], манжету 1 - 30х52 -3 ГОСТ 8752 - 79 с. 331[3].

Для промежуточного вала выбираю крышку МС85х35 с. 277[3]

Для тихоходного вала выбираю крышку МС90х45 с. 277[3] (рис.3), манжету 1 - 45х65 -3 ГОСТ 8752 - 79 с. 331[3] (рис.4)



Рис. 3 Крышка

Рис. 4 Манжета



Рис. 5 Шариковый радиальный подшипник

Рис. 5.1 Шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник

Таблица 2.2

Крышки	b	h	h2	l	D	dном	s	D2	D3	d2
МС72х30	15(24)	19(28)	9(18)	4(13)	72	30	15	52	65	18
МС85х35	15(25)	19(29)	9(19)	4(14)	80	35	15	58	72	18
МС90х45	20(31)	24(35)	12(23)	9(20)	90	45	15	65	80	20

Таблица 2.3

Манжеты	d	D	h
1 - 30х52 -3	30	52	10
1 - 45х65 -3	63	90	10



5. Выбор и расчет муфт

Для передачи момента с вала электродвигателя на входной вал редуктора использую муфту упругую с резиновой звездочкой (рис. 7), таблица 3, с.288[3].

Для передачи момента с выходного вала редуктора на приводной вал выбираем упруго - предохранительную муфту, в которой упругая муфта с металлическими стержнями объединена с предохранительной фрикционной(рис.6).

При проектировании упругой части комбинированной муфты принимаю:

(с. 345 [2])

, принимаю мм.

, принимаю мм.

, принимаю мм.

мм, мм, мм

Диаметр стержней

где ,, МПа - модуль упругости стали, рад - угол относительного поворота полумуфт, МПа - допускаемое напряжение изгиба.

принимаю мм.

Число стержней:

Рис. 6 Муфта со стальными стержнями. Рис. 7 Муфта упругая с резиновой звездочкой

Таблица 3

T, H·м	D, мм	d, мм	L, мм	D2, мм	l, мм
125	105	25-36	148	45-55	22



6. Расстояния между деталями передачи

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор(рис.8):

мм

где L - расстояние между тихоходным и быстроходным валом.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес(рис.8):

мм

Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

мм

Рис. 8 Расстояния между деталями передач Рис.9 Уровень масла



7. Выбор материалов для зубчатых колес

Для колес тихоходной и быстроходной ступеней выбираю Сталь 45(HRC=28.5, приложение №1), для шестерен выбираю Сталь 35ХМ(HRC=49,0, приложение №1) с. 170 табл. 8.7 [1].

7.1 Расчет допускаемых напряжений

Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)



8. Расчет межосевых расстояний. Определение размеров зубчатых колес

Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)



9. Выбор способов смазывания и смазочных материалов

Применяю картерное смазывание, т. к. окружная тихоходной ступени скорость , где n₂ - частота вращения тихоходной ступени, d₂ - делительный диаметр колеса тихоходной ступени.

Выбираю масло марки И - Г - А - 68 с.198 табл. 11.1 и 11.2 [2].

Погружаем в масло колеса обеих степеней передачи(рис.9).

Допустимый уровень погружения колеса в масляную ванну:

мм = 26 мм,

где m= 3.5 мм - модуль зацепления, d_2T = 301,935 мм- делительный диаметр колеса тихоходной ступени (приложение №1).



10. Расчет подшипников

Расчет подшипников на быстроходном валу:

Дано: n=767.8 мин^-1 - частота вращения быстроходного вала (приложение №1)

L_10ah=12000 ч - ресурс подшипников

K_E=0.63 - коэффициент нагрузки(типовой режим нагружения II), с. 46[4], таблица 1.30

F_t11=F_t12 = 1552.15 H - окружная сила быстроходной ступени

F_r11 = F_r12 = 627.7 H - радиальная сила быстроходной ступени

F_a1 = 0 Н - осевая сила быстроходной ступени

F_t2 = 10478.8 H - окружная сила тихоходной ступени

F_r2 = 4218.2 H - радиальная сила тихоходной ступени

F_a2 = 0 Н - осевая сила тихоходной ступени

F_k = C_p·Д = 1120·0.25 = 280 H - нагрузка на вал от упругой муфты с. 350[2]

По таблице 2.1. выбираю подшипник.

Рис. 10 Эпюры моментов на быстроходном вале

УМ₁ = 0(рис.10):

F_r11 · l₁ + F_r12 · (l₁ + l₂) + R_2в · (2·l₁ + l₂ + l₃) + F_k · (2·l₁ + l₂) = 0

627.2·30+627.7·(30+111)+ R_2в·(2·30+111+124)+ F_k·( 2·30+111)=0; R_2в = 1110.7 H

УМ₂ = 0

F_r12 · l₁ + F_r11 · (l₁ + l₂) - R_1в · (2·l₁ + l₂) - F_k · l₃ = 0

627.7·30+627.7·(30+111) - R_1в·(2·30+111) - 280 ·124=0; R_1в = 424.7 H

УМ₁ = 0 в плоскости XOZ

R_2г · (2·l₁ + l₂) + F_t11 · l₁ + F_t12 · (l₁ + l₂) = 0

R_2г·(2·30+111) + 1552.15·30 + 1552.15·(30+111)=0; R_2г = R_1г = - 1552.15 Н

R₁ = = = 1908.6 Н

R₂ = = 1609.2 Н

1. Вычисляю эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_E · F_r1max = 0.63 · 1908.6 = 1202.4 H

F_r2 = K_E · F_r2max = 0.63 · 1609.2 = 1013.8 H

F_A = 0 H

2. Вычисляю эквивалентную радиальную нагрузку:

P_r1 = (X·V·F_r1max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·1202.4 + 0·0) · 1 · 1 = 1202.4 Н

P_r2 = (X·V·F_r2max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·1013.8 + 0·0) · 1 · 1 = 1013.8 Н,

где

К_Б = 1 - коэффициент динамичности нагрузки с.22 табл. 1.7 [4]

К_Т = 1 - коэффициент температуры с. 22 табл. 1.8 [4]

3. Определяю расчетный ресурс подшипника:



L_10ah = a₁ · a₂₃ · (C_r/P_r1)^k ·(10⁶/60·n) = 1· 0.75 · ( 25500/1202.4)³ · (10⁶/60·767.8) = 155287 ч,

где a₁ = 1 - коэффициент надежности, a₂₃ = 1 - коэффициент корректирующий ресурс подшипника с. 23-24 [4].

Так как расчетный ресурс больше требуемого(12000 ч.), то предварительно назначенные подшипники 207 пригодны.

Расчет подшипников на промежуточном валу:

По таблице 2.1. выбираю подшипник.

Рис. 11 Эпюры моментов на промежуточном вале

УМ₁ = 0(рис.11):

F_r11 · l₁ + F_r2 · l₂ + F_r12 · (2·l₂ - l₁) - R_2в · 2·l₂ = 0

627.7·30 + 4218.2·111 + 627.7·(2·111 - 30) - R_2в·2·111 = 0; R_2в = 2736.6 H

УМ₂ = 0

F_r11 · (2l₂ - l₁) + F_r2 · l₂ + F_r12 · l₁ - R_1в · 2· l₂ = 0

627.7·(2·111 - 30) + 4218.2·111 + 627.7·30 - R_1в· 2·111 = 0; R_1в = 2736.6 H

УМ₁ = 0 в плоскости XOZ

R_2г · 2· l₂ + F_t11 · l₁ + F_t12 · (2l₂ - l₁) + F_t2 · l₂ = 0

R_2г ·2·111 + 1552.15·30 + 1552.15·(2·111-30) + 10478.8·111 = 0; R_2г = R_1г = - 6791 Н

R₁ = = = 7321.7 Н

R₂ = = = 7321.7 Н

1. Вычисляю эквивалентные нагрузки:

F_r1 = F_r2 = K_E · F_r1max = 0.63 · 7321.7 = 4612.7 H

F_A = 0 H

2. Вычисляю эквивалентную радиальную нагрузку:

P_r1 =P_r2 = (X·V·F_r1max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·4612.7 + 0·0) · 1 · 1 = 4612.7 Н

3. Определяю расчетный ресурс подшипника:

L_10ah = a₁ · a₂₃ · (C_r/P_r)^k ·(10⁶/60·n) = 1· 0.75 · ( 32000/4612.7)³ · (10⁶/60·153,56) = 27183 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого(12000 ч.), то предварительно назначенные подшипники 208 пригодны.

Расчет подшипников на тихоходном валу:

По таблице 2.1. выбираю подшипник.

Рис. 12 Эпюры моментов на тихоходном вале

УМ₁ = 0(рис.12):

F_r2 · l₂ - R_2в · 2·l₂ + F_k · (2·l₂ + l₃) = 0

4218.2 · 111 - R_2в·2·111 + F_k·(2·111 + 200) = 0; R_2в = 5214.3 H

УМ₂ = 0

F_r2 · l₂ - R_1в · 2·l₂ - F_k · l₃ = 0

4218.2·111 - R_1в · 2 ·111 - 1800 ·200 = 0; R_1в = 803.6 H

УМ₁ = 0 в плоскости XOZ

R_2г · 2·l₂ + F_t2 · l₂ = 0; R_2г ·2·111 + 10478.8· 111 = 0

R_2г = R_1г = - 5239.4 Н

R₁ = = = 5300 Н

R₂ = = = 7392 Н

1. Вычисляю эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_E · F_r1max = 0.63 ·5300 = 3339 H

F_r2 = K_E · F_r2max = 0.63 ·7392 = 4657 H

F_A = 0 H

2. Вычисляю эквивалентную радиальную нагрузку:

P_r1 = (X·V·F_r1max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·3339 + 0·0) · 1 · 1 = 3339 Н

P_r2 = (X·V·F_r2max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·4657 + 0·0) · 1 · 1 = 4657 Н

3. Определяю расчетный ресурс подшипника:

L_10ah = a₁ · a₂₃ · (C_r/P_r)^k ·(10⁶/60·n) = 1· 0.75 · ( 61800/4657)³ · (10⁶/60·29.5) = 990226 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого(12000 ч.), то предварительно назначенные подшипники 214 пригодны.

Расчет подшипников на приводном валу:

По таблице 2.1. выбираю подшипник.

Рис. 15 Эпюры моментов на приводном вале

УМ₁ = 0(рис.15):

F_r13 · l₁ +F_r23 · (l₁+l₂) - R_2в · (2·l₂ + l₁) + F_k · (2·l₁ + l₂ + l₃) = 0

6000·150+6000·(150+450) - R_2в·(2·300+150)+1800·(2·150+300+166) = 0; R_2в = 8172 H

УМ₂ = 0

F_r23 · l₁ +F_r13 · (l₁+l₂) - R_1в · (2·l₂ + l₁) - F_k · l₃ = 0

6000·150 + 6000· (150+300) - R_1в·(2·300+150) - 1800·166=0; R_1в = 5628 H

УМ₁ = 0 в плоскости XOZ

R_2г · (2·l₁ + l₂) + F_t13 · l₁ + F_t23 · (l₁ + l₂) = 0

R_2г·(2·150 +300) + 4000·150 + 4000·(150+300) = 0; R_2г = R_1г = -4000 H

R₁ = = = 6904 Н

R₂ = = = 9098 Н

1. Вычисляю эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_E · F_r1max = 0.63 ·6904 = 4350 H

F_r2 = K_E · F_r2max = 0.63 ·9098 = 5732 H

F_A = 0 H

2. Вычисляю эквивалентную радиальную нагрузку:

P_r1 = (X·V·F_r1max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·4350 + 0·0) · 1 · 1 = 4350 Н

P_r2 = (X·V·F_r2max + Y·F_A) · K_Б · К_Т = (1·1·5732 + 0·0) · 1 · 1 = 5732 Н

3. Определяю расчетный ресурс подшипника:

L_10ah = a₁ · a₂₃ · (C_r/P_r)^k ·(10⁶/60·n) = 1· 0.75 · ( 34500/5732)³ · (10⁶/60·29.5) = 92390 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого(12000ч.), то предварительно назначенные подшипники 1214 пригодны.



11. Проверочный расчет валов

Расчет на статическую прочность.

В расчете использую коэффициент перегрузки . Для асинхронного двигателя 132М8/712 c. 184[2].

Расчет быстроходного вала.

Сталь 40Х: , МПа, МПа, МПа с. 183 табл. 10.2[2].

Сечение А-А (рис.10):

Определю нормальные и касательные напряжения:

где Н·м - суммарный изгибающий момент; Н·м - крутящий момент; Н - осевая сила; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение; мм² - площадь поперечного сечения, мм². С. 184[2]

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- статическая прочность обеспечена.

Расчет промежуточного вала.

Сталь 40Х: , МПа, МПа, МПа с. 183 табл. 10.2[2].

Сечение А-А (рис.11):

Определю нормальные и касательные напряжения:

где

Н·м - суммарный изгибающий момент; Н·м - крутящий момент; Н - осевая сила - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение; мм² - площадь поперечного сечения, мм². С. 184[2]

Частные коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- статическая прочность обеспечена.

Сечение B-B (рис.11):

Определю нормальные и касательные напряжения:

где Н·м - суммарный изгибающий момент; Н·м - крутящий момент; Н - осевая сила; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение; мм² - площадь поперечного сечения, мм². С. 184[2]

Частные коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- статическая прочность обеспечена.

Расчет тихоходного вала.

Сталь 40Х: , МПа, МПа, МПа с. 183 табл. 10.2[2].

Сечение А-А (рис.12):

Определю нормальные и касательные напряжения:

где Н·м - суммарный изгибающий момент; Н·м - крутящий момент; Н - осевая сила; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение; мм² - площадь поперечного сечения, мм². С. 184[2]

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- статическая прочность обеспечена.

Расчет приводного вала.

Сталь 40Х: , МПа, МПа, МПа с. 183 табл. 10.2[2].

Сечение А-А (рис.15):

Определю нормальные и касательные напряжения:

где Н·м - суммарный изгибающий момент; Н·м - крутящий момент; Н - осевая сила мм³ мм³- моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение; мм² - площадь поперечного сечения, мм². С. 184[2]

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- статическая прочность обеспечена.

Расчет валов на сопротивление усталости.

Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.

Сталь 45: , МПа, МПа, МПа, МПа, МПа, с. 182 табл. 10.2.[2].

Сечение А-А(рис.12):

Напряжения:

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; - крутящий момент, Н·м; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.

Пределы выносливости вала:

где и - коэффициенты снижения предела выносливости.

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с. 190 табл. 10.10[2]; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения с.189 табл. 10.7[2]; и - коэффициенты влияния качества поверхности с 189 табл. 10.8[2]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Вычисляем коэффициент:

где и

коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

- усталостная прочность обеспечена.

Расчет приводного вала на сопротивление усталости.

Сталь 45: , МПа, МПа, МПа, МПа, МПа, с. 182 табл. 10.2.[2].

Сечение А-А(рис.15):

Напряжения:

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; - крутящий момент, Н·м; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.

Пределы выносливости вала:

где и - коэффициенты снижения предела выносливости.

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с. 190 табл. 10.10[2]; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения с.189 табл. 10.7[2]; и - коэффициенты влияния качества поверхности с 189 табл. 10.8[2]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Вычисляем коэффициент:

где и

коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

- усталостная прочность обеспечена

Расчет промежуточного вала на сопротивление усталости.

Сталь 45: , МПа, МПа, МПа, МПа, МПа, с. 182 табл. 10.2.[2].

Сечение А-А(рис.11):

Напряжения:

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; - крутящий момент, Н·м; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.

Пределы выносливости вала:

где и - коэффициенты снижения предела выносливости.

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с. 190 табл. 10.10[2]; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения с.189 табл. 10.7[2]; и - коэффициенты влияния качества поверхности с 189 табл. 10.8[2]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Вычисляем коэффициент:

где и

коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

- усталостная прочность обеспечена.

Сечение В-В(рис.11):

Напряжения:

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; - крутящий момент, Н·м; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.

Пределы выносливости вала:

где и - коэффициенты снижения предела выносливости.

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с. 190 табл. 10.10[2]; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения с.189 табл. 10.7[2]; и - коэффициенты влияния качества поверхности с 189 табл. 10.8[2]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Вычисляем коэффициент:

где и коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

- усталостная прочность обеспечена.

Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости.

Сталь 45: , МПа, МПа, МПа, МПа, МПа, с. 182 табл. 10.2.[2].

Сечение A-A(рис.10):

Напряжения:

где - результирующий изгибающий момент, Н·м; - крутящий момент, Н·м; мм³ и мм³ - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.

Пределы выносливости вала:

где и - коэффициенты снижения предела выносливости.

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с. 190 табл. 10.10[2]; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения с.189 табл. 10.7[2]; и - коэффициенты влияния качества поверхности с 189 табл. 10.8[2]; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Вычисляем коэффициент:

где и коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

- усталостная прочность обеспечена.



12. Расчет соединений

Выбор посадок подшипников.

Быстроходный вал:

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение с.28[4].

Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности (см. расчет подшипников, раздел 10):

Поле допуска вала: для первого и второго подшипников - js5 c.28-29 табл.1.12 и 1.13[4]

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Поле допуска отверстия для обоих подшипников - Н7. с.29 табл. 1.14[4].

Промежуточный вал:

Поле допуска вала: для первого и второго подшипников - k5 c.28-29 табл.1.12 и 1.13[4]

Поле допуска отверстия для обоих подшипников - Н7. с.29 табл. 1.14[4].

Тихоходный вал:



Поле допуска вала: для первого и второго подшипников - k5 c.28-29 табл.1.12 и 1.13[4]

Поле допуска отверстия для обоих подшипников - Н7. с.29 табл. 1.14[4].

Приводной вал:

Поле допуска вала: для первого подшипника - k5, для второго подшипника - n6 c.28-29 табл.1.12 и 1.13[4]

Поле допуска отверстия для обоих подшипников - Н7.

Выбор посадок с натягом колес редуктора.

Промежуточный вал:

Исходные данные: Т=310,4 Н·м, d=45 мм, d_ст=d₂=70 мм, d₁=0 мм, =24 мм, =750 МПа.

Среднее контактное давление с. 86[2]:

Мпа

где - коэффициент запаса сцепления, - коэффициент сцепления.

Коэффициенты жесткости С₁ и С₂:

где - коэффициенты Пуассона c.87[2].

Деформация детали:мкм, где МПа - модуль упругости.

Поправка на обмятие микронеровностей:

мкм

где мкм и мкм - средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Минимальный натяг:

мкм

Максимальная деформация:

мкм

где МПа.

Максимальный натяг:

мкм

Выбираем посадку Н8/z8 с. 88 табл. 6.3[2], для которой (рис.13):

мкм > [N]_min, мкм < [N]_max

Сила запрессовки:

H

где - коэффициент сцепления (трения) при прессовании с.88[2],

МПа.

Рис. 13 Посадка H8/z8 для диаметра вала 45 мм

Выходной вал:

Исходные данные:

Т=1582 Н·м, d=80 мм, d_ст=d₂=109 мм, d₁=0 мм, =72 мм, =750 МПа.

Среднее контактное давление с. 86[2]:

МПа

где - коэффициент запаса сцепления, - коэффициент сцепления.

Коэффициенты жесткости С₁ и С₂:

где - коэффициенты Пуассона c.87[2].

Деформация детали:

мкм,

где МПа - модуль упругости.

Поправка на обмятие микронеровностей:

мкм

где мкм и мкм - средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Минимальный натяг:

мкм

Максимальная деформация:

мкм

где МПа.

Максимальный натяг:

мкм

Выбираем посадку Н8/z8 с. 88 табл. 6.3[2], для которой(рис.14):

мкм > [N]_min, мкм < [N]_max

Сила запрессовки:

H

где - коэффициент сцепления (трения) при прессовании с.88[2],

МПа.

Рис. 14 Посадка Н8/z8 для диаметра вала 80 мм

Расчет шпоночных соединений.

Быстроходный вал:

Для диаметра вала d=32 мм по ГОСТ 23360-78 с. 476 табл. 24.29[2], выбираю шпонку (рис.15) с размерами b=10 мм, h=8 мм, =22…110 мм.

Материал шпонки: Сталь 45, для которой МПа, МПа.

Тогда:

Принимаю мм (см. таблицу 3).

Тихоходный вал:

Для диаметра вала d=63, мм по ГОСТ 23360-78, выбираю шпонку(рис.16) с размерами b=18 мм, h=11 мм, =50…200 мм.

Материал шпонки: Сталь 45, для которой МПа, МПа.

Тогда:

Принимаю мм.

Приводной вал:

Для диаметра вала d=63, мм по ГОСТ 23360-78, выбираю шпонку(рис.16) с размерами b=18 мм, h=11 мм, =50…200 мм.

Материал шпонки: Сталь 45, для которой МПа, МПа.

Тогда:

Принимаю мм.

Расчет шпонки для крепления звездочки на приводном валу:

Для диаметра вала d=90, мм по ГОСТ 23360-78, выбираю шпонку(рис.16) с размерами b=25 мм, h=14 мм, =70…280 мм.

Материал шпонки: Сталь 45, для которой МПа, МПа.

Тогда:

Принимаю мм.

Рис. 16 Шпонка призматическая



13. Расчет корпуса редуктора и деталей транспортера

Расчет корпуса редуктора.

Приведенный габарит корпуса N = (2·L + B + H)/3 = (2·0.574 + 0.252 + 0.4)/3 = 0.6 м, где L, B и H - длина, ширина и высота корпуса, м.(рис.17).

Толщину стенки выбираю согласно с. 289[2] д = 8 мм.

Рис. 17 Корпус редуктора

Расчет колес редуктора.

Колесо быстроходной ступени(рис.18):

Длина посадочного отверстия колеса с.66[2] l_ст = b₂ = 24 мм, где b₂ - ширина зубчатого венца.

Диаметр d_ст = (1.5…1.55)·d = (1.5…1.55)·44 = 66 мм

Ширина торцов зубчатого венца S = 2.2·m + 0.05·b₂ = 2.2·2 + 0.05·24 = 5.6 мм, где m=2 мм - модуль зацепления.

S_ст = 0.5·(d_cт - d) = 0.5·(66 - 44) = 11 мм.

Толщина диска С = 0.25·b₂ = 0.25·24= 6 мм. с. 68[2].

R > 6 мм.

Колесо тихоходной ступени(рис.18):

Длина посадочного отверстия колеса с.66[2] l_ст = b₂ = 72 мм, где b₂ - ширина зубчатого венца.

Диаметр d_ст = (1.5…1.55)·d = (1.5…1.55)·80 = 120 мм

Ширина торцов зубчатого венца S = 2.2·m + 0.05·b₂ = 2.2·3.5 + 0.05·72 = 11.3 мм, где m=3.5 мм - модуль зацепления.

S_ст = 0.5·(d_cт - d) = 0.5·(120 - 80) = 20 мм.

Толщина диска С = 0.25·b₂ = 0.25·72= 18 мм. С. 68[2].

R > 6 мм.

Расчет звездочки приводного вала.

Делительный диаметр(рис.19): d_Д = p/sin(180°/z) = 160/sin(180°/8) = 160/0.382=418.8 мм, где р = 160 мм - шаг цепи транспортера, z = 8 - число зубьев звездочки(техническое задание).

Диаметр окружности выступов: D_e = p·[0.532 + ctg(180°/z)] = 160·[0.582 + ctg(180°/8)]= 471.6 мм.

Диаметр окружности впадин: D_i = d_д - 2·r = 418.8 - 10.15 = 408.65 мм, где r = 0.5025d₁ + 0.05 = 5.075 мм, d₁ = 10 мм - диаметр ролика цени (ГОСТ 588-74).

Диаметр проточки: D_c = p·ctg(180°/z) - 1.3·h = 160·ctg(180°/8) - 1.3·30 = 347 мм, где h=30мм - ширина пластин цепи(ГОСТ 588-72).

Ширина зуба цепи: b = 0.9·B_вн - 0.15 = 0.9·19.5 - 0.15 = 17.4 мм, где В_вн = 19.5 мм - расстояние между внутренними плоскостями пластин (ГОСТ 588-74).



Рис. 18 Зубчатое колесо. Рис. 19 Звездочка приводного вала



Список литературы

1. Иванов М.Н. Детали машин. / М. Н. Иванов, В.А. Финогенов. 10-е изд., М.: Высшая школа, 2006. 4 08 с.: ил.

2. П.Ф.Дунаев. О.П.Леликов Конструирование узлов и деталей машин. 9-е изд. Академия, 2006. 496 с.:ил.

3. Атлас конструкций узлов и деталей машин. /под ред. О. А. Ряховского и О. П. Леликова- М.: Изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2009.

4. Фомин М.В. Расчеты опор с подшипниками качениря: Справочно-методическое пособие. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001. 98 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...