Проектирование и расчет приводной станции подвесного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Краткое описание привода

Привод состоит из электродвигателя, цилиндро-червячного редуктора и открытой конической зубчатой передачи. Двигатель с редуктором соединены упругой втулочно-пальцевой муфтой.

2. Исходные данные

Требуемая мощность = 3 кВт;

Частота вращения конического колеса привода = 10 об/мин;

Допускаемое отклонение частоты вращения конического колеса 4%;

Срок службы привода при трехсменной работе 8 лет.

Условия эксплуатации: нагрузка - постоянная, равномерная.

3. Предварительный расчет привода

Построение кинематической схемы привода.

Рис. 1

Определение общего КПД привода.

Определение расчетной мощности электродвигателя.

где - мощность на валу рабочей машины

- общее КПД

Учитывая синхронную частоту вращения вала двигателя , выбираем двигатель ближайшей большей мощности АИР112М4: ;

Определение общего передаточного числа и разбивка его на составляющие.

Передаточное число открытой передачи:

Определяем передаточное число редуктора:

Выбираем для цилиндрической передачи редуктора , тогда передаточное число червячной ступени редуктора будет:

Принимаем

Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.

Мощность на валу рабочей машины

Частота вращения на валу двигателя



Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины:

Вращающий момент на валу двигателя:

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи

Исходные данные:

Передаточное число ;

Частота вращения шестерни ;

Частота вращения колеса ;

Вращающий момент на шестерни ;

Срок службы передачи при трехсменной работе 8 лет.

Нагрузка постоянная, равномерная.

Выбор материалов и термической обработки колес.

При невысоких требованиях к размерам редуктора выбираем материалы для шестерни сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость, средняя твердость ; для колеса сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость , средняя твердость ;

Определение допускаемых контактных напряжений.

где предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений ;

для шестерни ;

для колеса ;

коэффициент запаса прочности,

коэффициент долговечности.

Базовое число циклов напряжений:

для шестерни ;

для колеса .

Расчетное число циклов за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

где частота вращения шестерни, колеса, ;

число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи ;

срок службы передачи

,ч,

где число лет работы передачи, лет; коэффициент годового использования передачи, ; число смен работы передачи в сутки, .

ч,

Расчетное число циклов напряжений:

для шестерни ;

для колеса .

Для длительно работающих передач при коэффициент долговечности равен:

для шестерни ;

для колеса .

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни ;

для колеса .

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

 = ] = 441,01МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба.

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений.

для шестерни ;

для колеса ;

коэффициент запаса прочности,

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, .

коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса, .

коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче .

коэффициент долговечности:

,

где базовое число циклов напряжений. Для сталей .

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни и для колеса больше базового числа циклов , то принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни ;

для колеса .

Определение межосевого расстояния.

,

где вспомогательный коэффициент;

передаточное число, ;

вращающий момент на шестерне, ;

коэффициент нагрузки. Для косозубой передачи предварительно принимаем ;

коэффициент ширины колеса.

.

Принимаем из ряда стандартных чисел .

Определение модуля передачи.

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб:

,

где для прямозубой передачи;

ширина венца колеса.



Принимаем

Максимально допустимый модуль передачи:

.

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

Принимаем

Принимаем

Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Принимаем

Так как , то зубчатые колеса изготавливаются без смещения исходного контура .

Число зубьев колеса:

.

Уточнение передаточного числа.

Отклонение от заданного передаточного числа:

Уточнение угла наклона зубьев:

;

Определение размеров зубчатых колес.

Делительные диаметры:

шестерни ;

колеса .

Диаметры вершин зубьев:

шестерни ;

колеса .

Диаметры впадин зубьев:

шестерни ;

колеса .

Ширина зубчатого венца:

колеса ;

шестерни .

Размеры заготовок.

Диаметр заготовки шестерни:

.

Для колеса с выточками:

толщина диска ;

толщина обода заготовки колеса .

Предельные размеры заготовок для стали 40Х:

Условие пригодности заготовки выполняется, так как:

Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила:

;

Радиальная сила:

.

Осевая сила:

.

Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

где коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых колес:

коэффициент торцевого перекрытия,

;

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Для прямозубых передач;

=(1/20,71)=2,41.

где делительный угол профиля в торцевом сечении

;

основной угол наклона зубьев

фактическое передаточное число;

коэффициент нагрузки

,

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактных линий.

При:

,

твердости зубьев колес и симметричном расположении колес относительно опор ;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

Окружная скорость колес:

.

Для косозубой передачи назначаем 8-ю степень точности изготовления.

При и 8-й степени точности изготовления передачи .

коэффициент, учитывающий распределение нагрузи между зубьями. При v 3,42м/с и с 8-й степени точности 1,06;

Расчетное контактное напряжение:

= 426МПа [] = 441,01МПа.

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений:

Недогрузка передачи составляет 3%, что допустимо.

Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.

где коэффициент нагрузки;

коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

,

Для косозубых передач без смещения исходного контура ;

эквивалентное число зубьев колес:



для шестерни ;

для колеса

коэффициент, учитывающий наклон зуба,

15,74/120=0,8688;

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

;

Коэффициент нагрузки:

,

где коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. При и 8-й степени точности .

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1,13.

Тогда

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

5. Расчет червячной передачи

Исходные данные:

Передаточное число ;

Частота вращения червяка ;

Частота вращения колеса ;

Вращающий момент на червячном колесе ;

Срок службы передачи при трехсменной работе 8 лет.

Нагрузка - постоянная, равномерная.

Выбор материалов червяка и червячного колеса.

Для изготовления червяка принимаем сталь 40Х с поверхностной закалкой токами высокой частоты до твердости 50 HRC с последующим шлифованием и полированием витков.

Значение скорости скольжения. Для увеличения КПД передачи принимаем

Венцы червячного колеса изготавливают из безоловянной бронзы. Принимаем материал БрА9ЖЗЛ. Литье в кокиль, и

Определение допускаемых контактных напряжений для червячного колеса.

,

где предел контактной выносливости зубьев колеса при базовом числе циклов нагружения

коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса. Для безоловянных бронз.

1 м/c

коэффициент долговечности.

Расчетное число циклов нагружения зубьев колес за весь срок службы передачи:

,

где частота вращения колеса, ;

срок службы передачи:

, ч,

где число лет работы передачи, года;

коэффициент годового использования передачи, ;

число смен работы передачи в сутки, .

ч.

Расчетное число циклов нагружения:

Коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения:

.

Определение допускаемых напряжений изгиба для червячного колеса.

,

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов нагружения:

;

- коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб:

== 0,5803;

Допускаемые напряжения изгиба:

Выбор профиля червяка.

Выбираем архимедов червяк (ZA)

Определение межосевого расстояния.

, мм,

где для передач с архимедовым червяком; вращающий момент на червячном колесе, ; коэффициент нагрузки. При предварительно принимаем

Принимаем из ряда стандартных чисел по ГОСТ 6636-69

Выбор числа заходов червяка и определение числа зубьев колеса.

Число заходов червяка .

Число зубьев колеса:

.

Определение модуля передачи.

Предварительное значение модуля передачи:

По ГОСТ 2144-76 принимаем

Выбор коэффициента диаметра червяка.

Предварительное значение коэффициента диаметра червяка:

Минимально допустимое значение коэффициента диаметра червяка:



Принимаем по ГОСТ 2144-76 ближайшее стандартное значение коэффициента

Определение коэффициента смещения червяка.

Фактическое межосевое расстояние:

Уточнение передаточного числа.

Фактическое передаточное число:

Отклонение от заданного передаточного числа .

Определение углов подъема витка червяка.

Делительный угол подъема:

Начальный угол подъема:

Уточнение скорости скольжения и допускаемых контактных напряжений.

Скорость скольжения в зацеплении:

Фактические допускаемые контактные напряжения:

,

где .

МПа.

Проверочный расчет на контактную прочность.

где для передачи с архимедовым червяком; коэффициент нагрузки; делительный диаметр червячного колеса.

окружная сила на колесе:

начальный диаметр червяка:



Коэффициент нагрузки:

где коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба колеса.

При постоянной нагрузке

коэффициент динамической нагрузки. .

.

Расчетное контактное напряжение:

Недогрузка передачи 0,36%, что допустимо

Определение основных размеров червяка и червячного колеса.

Размеры червяка:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:



Длина нарезанной части червяка:

Принимаем

Размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

Принимаем .

Ширина венца колеса:



Принимаем

Проверочный расчет зубьев колеса на выносливость при изгибе.

где окружная сила на колесе, ; коэффициент нагрузки, ; ширина венца колеса, ; модуль передачи, ; начальный угол подъема витка, ; коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

Тогда

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

Условие прочности выполняется.

Определение КПД передачи.

где приведенный угол трения,



Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила на червяке, равная окружной силе на колесе:

Осевая сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Радиальная сила на червяке и колесе:

6. Предварительный расчет валов редуктора

где вращающий момент на валу редуктора;

допускаемое касательное напряжение кручения:

для входного вала и выходного вала,

для промежуточного вала.

Входной вал.

Рис. 2

Примим

.

По из ГОСТ 831-75 выбираем подшипники шариковые радиально упорные однорядные:

46306; размеры

По мм из ГОСТ 831-75 выбираем подшипники шариковые

радиальные упорные однорядные:

46304; размеры

По из ГОСТ 23360-78 выбирам шпонки с размерами:

- b = 6 мм, h = 6 мм, , длина шпонки l = 38 мм;

Проверочный расчет шпонки:

материал шпонки сталь 45.

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений:

где - предел текучести для стали 45

Проверяем соединение на смятие:

- расчетная длина шпонки;

Проверяем соединение на срез:

где - допускаемое напряжение на срез

Условие прочности соблюдено.

Промежуточный вал - червяк.

Рис. 3

Примем

По из ГОСТ 831-75 выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные:

310; размеры

По из ГОСТ 27365-87 выбираем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности: 2 шт.

7210А; размеры мм; В=27 мм;

По из ГОСТ 23360-78 выбирам шпонку с размерами:

- b = 12 мм, h = 8 мм, , длина шпонки l = 48 мм;

Проверочный расчет шпонки:

Материал шпонки сталь 45.

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений:

где - предел текучести для стали 45

Проверяем соединение на смятие:

- расчетная длина шпонки;

Проверяем соединение на срез:

где - допускаемое напряжение на срез.

Условие прочности соблюдено.

Выходной вал.

Рис. 4

Примем

;

По из ГОСТ 27365-87 выбираем подшипники конические однорядные повышенной грузоподъемности:

7211А; размеры

По и из ГОСТ 23360-78 выбираем шпонки с размерами:

- b = 18 мм, h = 11 мм, , длина шпонки l = 80 мм;

- b = 12 мм, h = 8 мм, мм, длина шпонки l =70 мм.

Проверочный расчет шпонки:

материал шпонки сталь 45.

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений:

где - предел текучести для стали 45

Проверяем соединение на смятие:

- расчетная длина шпонки;

Проверяем соединение на срез:

где - допускаемое напряжение на срез.

Условие прочности соблюдено.

7. Расчет промежуточного вала на прочность.

Исходные данные для расчета.

· делительные диаметры колеса ; червяка .

· мощность на валу .

· Частота вращения вала n = 600 .

· длины участков вала a = 125 мм, b = 125 мм, c = 43 мм.

· Материал вала - сталь 45.

· Угол наклона зубьев колеса =.

· Механическая обработка поверхности вала - чистовое обтачивание.

Рис. 5

Усилия зацепления.

Составление расчетной схемы.

Рис. 6

Приведение сил, действующих на зубчатые колеса, к оси вала.

Рис. 7

;

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости XOZ.

Определим из условия равновесия опорные реакции :

;

=

Определение реакций опор в вертикальной плоскости XOY.

Определим из условия равновесия опорные реакции :

= 382,9 H;

=

Построение эпюр изгибающих моментов.

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости .

Метод сечений.

1 участок:

;

2 участок:

+0,125);

3 участок:

;

Рис. 8

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Метод сечений.

1 участок :

;

2 участок:

;

3 участок:

;

Нм.

Рис. 9

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Суммарный изгибающий момент в любом сечении вала определяется по формуле:

Определим значение суммарного момента в сечениях A, B, C, D:

самым опасным сечением являестя сечение С:

Рис. 10

8. Проверочный расчет вала

Механические характеристики:

.

.

.

Расчитаем коэффициент запаса прочности для сечения, проходящего через точку С.

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент инерции:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжениецикла касательных напряжений:

Первый концентрат напряжения:

Влияние качества поверхности вала при механической обработке в виде чистовго обтачивания оценивается значениями коэффициент .

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения вала в случае отсутствия упрочнения при принимается

Значения коэффициентов снижения пределов выносливости:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Предел выносливости вала в сесении:

Запас сопротивления усталости при изгибе:

Запас сопротивления усталости при кручении:

Общий коэффициент запаса:

Прочность вала на усталость в данном сечении соблюдена с большим запасом.

9. Проверочный расчет вала в сечении под подшипником

Механические характеристики :

Расчитаем коэффициент запаса прочности для сечения, проходящего через точку С.

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент инерции:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:



Амплитуда и среднее напряжениецикла касательных напряжений:

Первый концентрат напряжения:

Влияние качества поверхности вала при механической обработке в виде чистовго обтачивания оценивается значениями коэффициент .

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения вала в случае отсутствия упрочнения при принимается Значения коэффициентов снижения пределов выносливости:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Предел выносливости вала в сесении:

Запас сопротивления усталости при изгибе:

Запас сопротивления усталости при кручении:

Общий коэффициент запаса:

Прочность вала на усталость в данном сечении соблюдена с большим запасом.

10. Расчет открытой конической зубчатой передачи

шпоночный изгиб контактный кручение

сходные данные для расчета:

Передаточное число

Частота вращения шестерни

Вращающий момент на шестерне

Опоры валов - роликовые конические подшипники.

Срок службы передачи при трехсменной работе 67014 ч.

Передача нереверсивная, нагрузка постоянная.

Выбор материала и режима термообработки.

Выбираем:

Для шестерни - сталь 45, термообработка - нормализация, твердость ,

Для колеса - сталь 35, термообработка - нормализация, твердость ,

Задаемся числом зубьев конических колес.

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Длительной предел изгибной выносливости:

Для шестерни ,

Для колеса .

где предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений.

Коэффициент безопасности:

Требуемый ресурс в циклах:

Для шестерни:

Для колеса:

.

Эквивалентное число циклов:

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент долговечности:

Для шестерни = = 0,546;

Для колеса = = 0,68.

Допускаемое напряжение:

Для шестерни:

[

Для колеса:

[.

Углы делительных конусов:

Колеса ;

Шестерни .

Эквивалентное число зубьев:

Шестерни

Колеса

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Для шестерни

Для колеса

Значение модуля в торцевом сечении.

Определяем геометрические размеры зубчатых колес.

Внешние делительные диаметры:

Шестерни:

Колеса:

.

Внешнее конусное расстояние:

Ширина зубчатого венца:

Принимаем b=110 мм.

Уточненное значение коэффициента ширины:

Среднее конусное расстояние:

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр:

Шестерни:

Колеса: .

Внешняя высота головки зуба:

Шестерни

Колеса

Внешняя высота ножки зуба:

Шестерни + 0,2

Колеса + 0,2.

Внешняя высота зуба:

Шестерни + 14;

Колеса + 14.

Угол ножки зуба:

Шестерни

Колеса .

Угол головки зуба:

Шестерни ;

Колеса .

Угол конусов вершин:

Шестерни ;

Колеса

Угол конуса впадин:

Шестерни ;

Колеса .

Внешний диаметр вершин зубьев:

Шестерни

Колеса .

Расстояние от вершины делительного конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев:

Шестерни ;

Колеса

11. Расчет подшипников

Рис. 11

Предварительно были выбраны:

- для опоры 2 роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности средней серии 7310А (ГОСТ 27365-87) для которых С = 117 кН, С0 =90 кН, е = 0,35, Y = 1,7;

- для опоры 1 радиальный однорядный шарикоподшипник легкий серии 210 (ГОСТ 8338-75) для которых С = 61,7 кН,

При вращении внутреннего кольца подшипника кинематический коэффициент V = 1, KT = 1.

Коэффициент безопасности принимается .

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник опоры 2.

P2 = (XVFr2 + YFr1) кгс.

где:

Fr2 = = = 1743,3 Н.

X = 0,74 и Y = 1,7

Fr1 = = = 3534.66Н.

Эквивалентная нагрузка на подшипник опоры 1:

Проверяем расчет конического однорядного подшипника опоры 2.

Проверяем расчет радиального однорядного шарикоподшипника опоры 1.

12. Выбор муфты

Из ГОСТ(21424-93) по выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую:

H м

13. Определение уровня масла

При А = 28()

Размещено на Allbest.ru

...