Проектирование привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

ВВЕДЕНИЕ

Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя 4A112MA2 мощности 7.5 кВт, двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора с моментом на тихоходном валу 165.4 Н·м и передаточным отношением 9,22. Входной вал редуктора соединен с электродвигателем упругой втулочно-пальцевой муфтой. Цепная передача передает момент от тихоходного вала редуктора к валу привода. Приводной вал конвейера установлен на подшипниках шариковых радиальных сферических двухрядных. Двигатель и редуктор крепятся к общей раме. Она сварная, состоит из швеллеров и крепится на бетонное основание. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Задача: Спроектировать привод ленточного конвейера.

1 - электродвигатель

2 - ременная

3 - редуктор

4 - муфта

5 - барабан

6 - плита (рама).

Исходные данные:

Pt = 6 кН

D = 200 мм

v = 1.1 м/с

B = 350 мм

Kсут = 0,58

Кгод = 0,8

2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор электродвигателя

2.1.1 Определение мощности на выходе РВ

;

где - окружная сила на барабане в кН, -скорость конвейера в м/с.

2.1.2 Определение частоты вращения барабана nб:

;

2.1.3 Определение общего КПД привода

;

где 1=0,96 - КПД открытой ременной передачи; таблица 1.1 /1/ с. 6

2=0,97 - КПД пары закрытых цилиндрических колес с учетом потерь в опорах; таблица 1.1 /1/ с. 6

3=0,98 - КПД муфты; таблица 1.1 /1/ с. 6

4=0,993 - КПД подшипников качения на валу барабана; (таблица 1.1 /1/ с. 6

2.1.4 Определение требуемой частоты электродвигателя РЭ.ТР:

2.1.5 Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя

мин-1

где uрем = 3 - передаточное число ременной передачи; таблица1.2 /1/ с.7

uред = 8- передаточное число цилиндрического двухступенчатого редуктора; таблица 1.2 /1/ с.7

2.1.6 Выбор двигателя

По таблице 24.9 /1/ с.417 выбираю электродвигатель: 4А112M2 : Р = 7,5 кВт, n = 2900 об/мин. Mмакс/Мном=2,8

2.1.7 Уточненное передаточное отношение привода

2.1.8 Определяем передаточное число редуктора

где передаточное число ременной передачи ирем = 3

2.1.9 Определяем передаточное число ступеней редуктора

Тихоходная ступень редуктора по таблице 1.3 /1/ с.8:

Быстроходной ступень редуктора по таблице 1.3 /1/ с.8:

2.2 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода

2.2.1 Вала двигателя

nдвиг=2900 об/мин

2.2.2 Быстроходного вала редуктора

n1=nдвиг/uрем=2900/3=966.66 об/мин

2.2.3 Частота вращения промежуточного вала

n2=n1/uБ=966.66/3.38=285.99 об/мин

2.2.4 Тихоходного вала

n3=n2/uТ=285.99/2,72=105.14 об/мин

2.2.5 Вал привода

nб=n3=105.14 об/мин

2.2.6 Погрешность что допустимо

2.3 Определение мощности и крутящих моментов на валах

2.3.1 Вал электродвигателя

2.3.2 Быстроходный вал редуктора

2.3.3 Промежуточный вал редуктора

2.3.4 Тихоходный вал редуктора

2.3.5 Вал привода

Силовые и кинематические параметры привода по валам Таблица № 1

Наименование	Индекс	Частота Вращения n, мин-1	Угловая Скорость щ, с-1	Мощность P, кВт	Момент расчетный T, Н·м	Передаточное число передач
Вал двигателя	Д	2900	303.5	7.5	24.7
Быстроходный вал	1	966.66	101.17	7.2	71.1	3.38
Промежуточный вал	2	285.99	29.93	6.984	233.3
Тихоходный вал	3	105.14	11	6.77	615.4	2.72
Вал барабана	Б	105.14	11	6.6	600
Ременная передача	Р					3

3. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1. Выбор сечения ремня

Выбираем ремень нормального сечения А

3.2 Согласно табл. 5.4 /2/ минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min=90 мм

3.3 Определяем расчетный диаметр ведущего шкива d1

мм.

По нормальному ряду принимаем d1 = 112 мм.

3.4 Определяем диаметр ведомого шкива d2

мм

По нормальному ряду принимаем d2 = 315 мм.

- коэффициент скольжения

3.5. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного u

, что допустимо

3.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а

мм

По нормальному ряду принимаем a = 245мм

где - высота сечения клинового ремня (см. табл. К31 /2/);

3.7 Определяем расчетную длину ремня

мм

Полученное значение принимаем из стандартных значений по табл. К31 /2/: мм

3.8Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

3.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

° > 120°

3.10 Определяем скорость ремня

м/с < 40 м/с

3.11 Определяем частоту пробегов ремня

с-1 < 30 с-1

3.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

,

где кВт - допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, С - поправочные коэффициенты, выбираются по табл. 5.2 /2/

3.13Определяем количество клиновых ремней z

,

принимаем 4

3.14Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня

Н

3.15Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

Н

3.16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей

Н

Н

3.17Определяем силу давления ремней на вал

Н

Проверочный расчет

3.18 Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви :

а)Напряжения растяжения

МПа

мм2 - площадь сечения ремня по табл. К31 /2/,

б)Напряжения изгиба

МПа

Еи=80…100 - модуль продольной упругости при изгибе,

в)Напряжения от центробежных сил

МПа

с =1250…1400 кг/м3 - плотность материала ремня

МПа < 10МПа

Условие прочности соблюдается

Таблица № 2

Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой нормального сечения
Сечение ремня	А
Количество ремней z	4
Межосевое расстояние а, мм	270.8
Длина ремня , мм	1250
Угол обхвата ведущего шкива б1, °	137.3
Частота пробегов ремня U, с-1	13.6
Диаметр ведущего шкива d1, мм	112
Диаметр ведомого шкива d2, мм	315
Максимальное напряжение , Н/мм2	8.66
Предварительное натяжение ремня F0, Н	113.2
Сила давления ремней на вал Fоп, Н	845.1

4. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

привод конвейер вал корпусный

4.1 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные: Вращающий момент на тихоходном валу T3=615.4 Нм; угловая скорость шестерни тихоходной ступени щ2=29.93 рад-1 , угловая скорость колеса тихоходной ступени щ3=11 рад-1, передаточное число тихоходной ступени редуктора u=2.72

4.1.1 Выбор материала

4.1.1.1 Выбор материала колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость HB 269…302 при диаметре заготовки до D=125 мм, для колеса сталь 40Х, термообработка - нормализация, твердость HB 235…262 при любом диаметре заготовки.

Средняя твердость:

Шестерня:

Колесо:

4.1.1.2 Допускаемые контактные напряжения

4.1.1.2.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573щLh=573•29.93•20323,2=348•106

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=16.5•106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573щLh=573•11•20323,3=128•106

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=10•106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

4.1.1.2.2 допускаемое напряжение

а) шестерня [у]H01=1.8HBср+67=1.8•285,5+67=580,9

б) колесо [у]H02=1.8HBср+67=1.8•248,5+67=514,3

4.1.1.2.3 допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [у]H1=KHL1[у]H01=580,3

б) колесо [у]H2=KHL2[у]H02=514.3

выбираем [у]H=[у]H2=514.3 Н/мм2

4.1.1.3 Допускаемые напряжения изгиба

4.1.1.3.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573щLh=573•29.93•20323,2=348•106

NF0=4•106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573щLh=573•11•20323,3=128•106

NF0=4•106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

4.1.1.3.2 допускаемое напряжение

а) шестерня [у]F01=1.03HBср=1.03•285,5=294

б) колесо [у]F02=1.03HBср=1.03•248,5=256

4.1.1.3.3 допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [у]F1=KFL1[у]F01=294

б) колесо [у]F2=KFL2[у]F02=256

выбираем [у]F=[у]F2=256 Н/мм2

Таблица №3

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D пред	Термооб- работка	НВ ср.	в	-1	[]н	[]F
		S пред		НВ ср.	Н/мм2
Шестерня Колесо	40 Х 40 Х	200/125 315/200	Улучшение улучшение	285,5 248,5	920 800	380 420	580,5 514,3	294 256

4.1.2 Проектный расчет

4.1.2.1 Определяем межосевое расстояние по формуле /2/ с.61:

,

Где: Кa=43, так как колесо косозубое

ba=0,4 - коэффициент ширины венца шестерни

КН =1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, для колёс из прирабатывающихся металлов и при постоянной нагрузке

T3=615.4 Нм - момент вращения на тихоходном валу

UТ=2,72 - передаточное число тихоходной ступени

Принимаем: аw=150 мм по ГОСТ 6636-69

4.1.2.2 Определяем модуль передачи m, мм:

;

Принимаем стандартный модуль: т=2.5 мм

4.1.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

где -ширина венца колеса;

Принимаем =120 из рекомендуемого интервала 8є…20є

4.1.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Принимаем:

4.1.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач

4.1.2.6 Определяем число зубьев шестерни

Принимаем: z1=31

4.1.2.7 Определяем число зубьев колеса

4.1.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение U от заданного U:

uф = z2/z1=86 / 31 = 2,77

4.1.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:

4.1.2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи

Таблица №3

Параметр	Шестерня	Колесо
диаметр	делительный
	вершин зубьев	da1=d1+2m=79.5+2•2.5=84,5 мм	da2=d2+2m=220.5+2•2.5=225.5 мм
	впадин зубьев	df1=d1-2.4m=79.5-2.4•2.5=73,5 мм	df2=d2-2.4m=220.5-2.4•2.5=214.5 мм
Ширина венца	b1=b2+4=60+4=64 мм	b2=шaaw=0.4•150=60 мм

4.1.3 Проверочный расчет

4.1.3.1 Проверяем межосевое расстояние, мм

4.1.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм, что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки Dmin=315 мм. что значительно больше da2.

4.1.3.3 Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2:

;

где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; /2/ с.64

По таблице 4.2 /2/ с. 64, определяем степень точности, которая равна 8

КН =1,01 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 /2/ с. 64

КН =1- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев

КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КН=1,1; график 4.2 /2/ с. 66

- окружная сила

4.1.3.4 Определяем недогруз, перегруз передачи

- недогруз допустим

4.1.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса

где YF2=3.61 при Zv2=Z2/cos3=86/cos312.83=92

Y =1-/100=1-12.83/100=0,8717

KFб=1 при 9-й степени точности колеса;

KF =1 - для прирабатывающихся колес;

KFv=1.06 - при 9-й степени точности и v=1.21 м/с

где YF1=3.76 при Zv1=Z1/cos3=31/cos312.83=33.4

Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом, следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью

4.1.3.6 Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случает частого включения электродвигателя при

МПа

МПа - придел текучести материала

Для колеса

Для шестерни

4.2 Расчет быстроходной ступени

Исходные данные: Вращающий момент на промежуточном валу T2=233.3 Нм; угловая скорость шестерни быстроходной ступени щ1=101.17 рад-1 , угловая скорость колеса тихоходной ступени щ2=29.93 рад-1, передаточное число быстроходной ступени редуктора u=3.38

4.2.1 Выбор материала

4.2.1.1 Выбор материала

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка нормализация твердость HB 235,..262 при диаметре заготовки до D=125 мм, , для колеса сталь 45, термообработка - нормализация, твердость HB 179…207 при любом диаметре заготовки.

Средняя твердость:

Шестерня:

Колесо:

4.2.1.2 Допускаемые контактные напряжения

4.2.1.2.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573щLh=573•101.17•20323,3=1178•106

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=16.5•106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573щLh=573•29.93•20323,3=345•106

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=10•106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

4.2.1.2.2 допускаемое напряжение

а) шестерня [у]H01=1.8HBср+67=1.8•248.5+67=514.3

б) колесо [у]H02=1.8HBср+67=1.8•193+67=414.4

4.2.1.2.3 допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [у]H1=KHL1[у]H01=514.3

б) колесо [у]H2=KHL2[у]H02=414.4

выбираем [у]H=[у]H2=414.3 Н/мм2

4.2.1.3 Допускаемые напряжения изгиба

4.2.1.3.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573щLh=573•101.17•20323,3=1178•106

NF0=4•106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573щLh=573•29.93•20323,3=345•106

NF0=4•106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

4.2.1.3.2 допускаемое напряжение

а) шестерня [у]F01=1.03HBср=1.03•248.5=256

б) колесо [у]F02=1.03HBср=1.03•193=198.8

4.2.1.3.3 допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [у]F1=KFL1[у]F01=256

б) колесо [у]F2=KFL2[у]F02=198.8

выбираем [у]F=[у]F2=198.8 Н/мм2

4.2.2 Проектный расчет

4.2.2.1 Так как редуктор соосный принимаем межосевое расстояние аw=150мм

4.2.2.2 Определяем модуль передачи m, мм:

;

Принимаем стандартный модуль: т=2.5 мм

4.2.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

где -ширина венца колеса;

Принимаем =120 из рекомендуемого интервала 8є…20є

4.2.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Принимаем:

4.2.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.2.2.6 Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем: z1=27

4.2.2.7 Определяем число зубьев колеса :

4.2.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение U от заданного U:

uф = z2/z1=90 / 27 = 3.33;

4.2.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:

4.2.2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи

Таблица №4

Параметр	Шестерня	Колесо
диаметр	делительный
	вершин зубьев	da1=d1+2m=69.23+2•2.5=74.23 мм	da2=d2+2m=230.77+2•2.5=235.77 мм
	впадин зубьев	df1=d1-2.4m=69.23-2.4•2.5=63.23 мм	df2=d2-2.4m=230.77-2.4•2.5=224.77 мм
Ширина венца	b1=b2+4=48+4=52 мм	b2=шaaw=0.315•150=48 мм

4.2.3 Проверочный расчет

4.2.3.1 Проверяем межосевое расстояние, мм

4.2.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм, что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.

4.2.3.3 Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2:

;

где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; /2/ с.64

По таблице 4.2 /2/ с. 64, определяем степень точности, которая равна 9

КН =1,01 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 /2/ с. 64

КН =1- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев

КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КН=1,1; график 4.2 /2/ с. 66

- окружная сила

4.2.3.4 Определяем недогруз, перегруз передачи

- недогруз допустим

4.2.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:

где YF2=3.61 при Zv2=Z2/cos3=90/cos312.83=94.8

Y =1-/100=1-12.83/100=0,8717

KFб=1 при 8-й степени точности колеса;

KF =1 - для прирабатывающихся колес;

KFv=1.06 - при 8-й степени точности и v=1.76 м/с

где YF1=3.81 при Zv1=Z1/cos3=27/cos312.83=31.4

Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом, следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью

4.2.3.6 Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случает частого включения электродвигателя при

МПа

МПа - придел текучести материала

Для колеса

Для шестерни

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

В качестве материла валов выбираем сталь 45, термическая обработка-улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм B=890 МПа; T=650 МПа; B=380 МПа; B=890 МПа; -1=0,58·380=216,6 МПа

5.1 Расчет диаметров быстроходного вала

Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных; таблица 7.1 /2/ с.112

Принимаем d1=30 мм

Принимаем d2=35 мм

Принимаем d3=42 мм

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

5.2 Расчет диаметров промежуточного вала

Принимаем d1=40

Принимаем d2=46 мм

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

5.3 Расчет диаметров тихоходного вала

Принимаем d1=55 мм

Принимаем d2=60 мм

Принимаем d3=70 мм

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

5.4 Предварительный выбор подшипников качения

Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)

Таблица№5

Вал	№	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	Cr,кН	Cor,кН
Быстроходный вал	307	35	80	21	2	26.2	17.9
Промежуточный вал	308	40	90	23	2.5	31.9	22.7
Тихоходный вал	312	60	130	31	3.5	64.1	49.4

6.РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1 Определение сил в зацеплении

6.1.1 Быстроходная ступень

угол зацепления б=20.

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

Ft1=Ft2=2021.9 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

Fr2=Fr1=754.7 Н

д) Осевая сила на колесе

е) Осевая сила на шестерне

6.2.2 Тихоходная ступень

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

Ft3=Ft4=5581.8 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

Fr4=Fr3=2083.6 Н

д) Осевая сила на колесе

е) Осевая сила на шестерне

6.2.3 Консольные силы

FМ=125==3100 Н

6.2 Расчет быстроходного вала

6.2.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MC=0;

MA=-Fоп·lоп=-845.1·0,060=-50.7 Н·м

MD(лев)=-Fоп·(lоп+l1) +RAy•l1=-845.1·(0.060+0.050)+815.4·0.050=-52.2 Н·м

MD(прав)= Fоп·(lоп+l1) +RAy•l1+ Fa1•(d1/2)=

=-845.1·(0.060+0.050)+815.4·0.061+460.5·(0.06923/2)=-36.2 Н·м

MC= Fоп·(lоп+l1+l1) +RAy•(l1+ l1)+ Fa1•(d1/2)+Fr1·l1=

=-845.1·(0.06+0.050+0.050)+815.4·(0.050+0.050)+460.5·(0.06923/2)+754.7·0.061=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MC=0;

MA=0

MD=RAx•l1=1010.95·0.050=50.5 Н·м

MB=RAx•(l1+l1)-Ft1•l1 =1010.95·(0.050+0.050)-2021.9·0.061=0 Н·м

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=71.1 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

5. Эпюра суммарных моментов



6.2.2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

6.2.2.1 Опасное сечение B-B диаметром d=35 мм нагружено изгибающим моментом М=72.8 Нм. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с натягом материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2)

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений



Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем Kу/Kd=3.5 Kф/Kd=2.5

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Вал в сечении В-В прочный.

6.2.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность

По условию коэффициент перегрузки КП=2,8, тогда максимальный изгибающий и крутящий момент:

Mиmax=КП·Ми=2,8·72.8=203.8 Нм

MКmax=КП·МК=2,8·71.1=199 Нм

Максимальная осевая сила:

Fmax=2.8·460.5=1289.4 Н

Нормальные и касательные напряжения:

МПа

Где мм2

МПа

б) Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

в) Общий коэффициент запаса прочности по приделу текучести

Статическая прочность обеспечена

6.3 Расчет промежуточного вала

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) Проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0;

MС(лев)= RAy•l3=1438.9·0,062=89,9 Н·м

MС(прав)=RAy•l3+Fa•d2/2=1438.9·0,053+460.5·(0,23077/2)=161.8 Н·м

MD(лев)=RAy•(l3+l2)+Fa•d2/2-Fr·l2=

=1438.9·(0,053+0.154)+460.5·(0,23077/2)-754.7·0.165=199.1 Н·м

MD(лев)=RAy•(l3+l2)+Fa•d2/2-Fr·l2-Fa2•d3/2=

=1438.9·(0,053+0.154)+460.5·(0,23077/2)-754.7·0.167-1272.2·(0.0795/2)=129.5 Н·м

MB=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

; ;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0;

MС=-RAx•l3=-265.9·0,067=-56.7 Н·м

MD=-RAx•(l3+l2)+Ft•l2=-265.9·(0.067+0.154)+2021.9·0.154=338.2 Н·м

MB=-RAx•(l1+l2+l3)+Ft•(l2+l3)-Ft2·l3=

=-265.9·(0.053+0.154+0.067)+2021.9·(0.154+0.067)-5581.8·0.067=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=233.3 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты

6.3.2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Опасное сечение B-B диаметром d=46 мм нагружено изгибающим моментом М=392,5 Нм. Концентратор напряжения -паз под шпонку.

Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2 )

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем Kу=1.7 Kф=2

по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.75 для (Kу)D ; Kd=0.67 для (Kф)D

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Вал в сечение B-B прочный

6.3.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность

По условию коэффициент перегрузки КП=2,2, тогда максимальный изгибающий и крутящий момент:

Mиmax=КП·Ми=2,8·392,5=863,5Нм

MКmax=КП·МК=2,8·233.3=694,1 Нм

Максимальная осевая сила:

Fmax=2.8·857,2=1885,8 Н

Нормальные и касательные напряжения:

МПа

Где мм2

МПа

б) Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

в) Общий коэффициент запаса прочности по приделу текучести

Статическая прочность обеспечена

6.4 Расчет тихоходного вала

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0;

MC(лев)=-RAy•l1=280,2·0.070=-23 Н·м

MC(прав)=-RAy•l1-Fa2·d/2=-280,2·0.070-1508,9·(0.2077/2)=-179,7 Н·м

MB=RAy•(l1+l1)+Fa2·d/2+Fr2·l1=

=24.8·(0.070+0.070)-1552.5·(0.27385/2)+2542.7·0.082=0 Н·м

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0;

MС=-RAx·l1=-5750·0.082=-471,5 Н·м

MB=-RAx·(l1+l1)+Ft2·l1=-5750·(0.070+0.070)+6620,1·0.070=-400 Н·м

MD=-RAx·(l1+l1+lM)+Ft2·(l1+lM)+RBx·lM=

=-5750 ·(0.070+0.070+0.086)+6620,1·(0.070+0.086)+2409,9·0.122=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=615.4 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты

;

6.4.2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

6.4.2.1 Опасное сечение B-B диаметром d=60 мм нагружено изгибающим моментом М=400 Нм. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с натягом. Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2 )

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений



Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем Kу/Kd=4 Kф/Kd=2.9

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Вал в сечении B-B прочный.

6.4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность

По условию коэффициент перегрузки КП=2,2, тогда максимальный изгибающий и крутящий момент:

Mиmax=КП·Ми=2,8·400=880Нм

MКmax=КП·МК=2,8·615.4=1513,4 Нм

Максимальная осевая сила:

Fmax=2.8·1508,9=3320 Н

Нормальные и касательные напряжения:

МПа

Где мм2

МПа

б) Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

в) Общий коэффициент запаса прочности по приделу текучести

Статическая прочность обеспечена

7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

7.1 Быстроходный вал

Подшипник 307 (d=35 D=80 Cr=26200 Н Cor=17900 Н)

Нагружение подшипников

а) по соотношению определяем e=0.28 X=1, Y=1.8. табл. 9.2 с. 131 [2]

б)

где V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника

в)

Определяем эквивалентную нагрузку

Для B REB=(VRB+YFa)KТ•Kб=(1•1244+1.8·460.5)•1.5•1=3833.4

Для A REA=VRAKТ•Kб=1•1298.8•1.5•1=2580

Kб=1.3 по таблице 7.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Определяем динамическую грузоподъемность

Определяем долговечность

=20323.2

Подшипник пригоден

7.2 Промежуточный вал.

Подшипник 308 (d=40 D=90 Cr=31900 Н Cor=22700 Н)

Нагружение подшипников

а) по соотношению определяем e=0.26 X=1, Y=1.71. табл. 9.2 с. 131 [2]

б)

где V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника

в)

Определяем эквивалентную нагрузку

Для A REA=(VRA+YFa)KТ•Kб=(1•1463.2+1.71·857.2)•1.5•1=4642

Для B REB=VRBKТ•Kб=1•4073.7•1.5•1=6432.3

Kб=1.3 по таблице 7.4 [2] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Определяем динамическую грузоподъемность

Определяем долговечность

=20323.2

Подшипник пригоден

7.3 Тихоходный вал

Подшипник 312 (d=60 D=130 Cr=64100 Н Cor=49400 Н)

Нагружение подшипников

а) по соотношению определяем e=0.22 X=1, Y=1.95 табл. 9.2 с. 131 [2]

б)

в)

Определяем эквивалентную нагрузку

Для B REB=VRBKТ•Kб=1•3257•1.3•1=4234.1 Н

Для A REA=VRAKбKТ=1·5756.8•1.3•1=7483.8 Н

Kб=1.3 по таблице 7.4 [2] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Определяем динамическую грузоподъемность

Определяем долговечность

=20323.2

Подшипник пригоден

8. РАСЧЕТ ШПОНОК

8.1 Соединение колеса на тихоходном валу

По диаметру вала d=70 мм выбираем шпонку: b=20 мм, h = 12 мм, t1=7.5 мм, длина ?=63 мм.

lр=l-b=63-20=43

8.2 Соединение колеса на промежуточном валу

По диаметру вала d=46 мм выбираем шпонку: b=14 мм, h =9 мм, t1=5.5 мм, длина ?=50 мм.

lр=l-b=50-14=36

8.3 Соединение шестерни на промежуточном валу

По диаметру вала d=46 мм выбираем шпонку: b=14 мм, h =9 мм, t1=5.5 мм, длина ?=50 мм.

lр=l-b=50-14=36

8.4 Соединение муфты на тихоходном валу

По диаметру вала d=55 мм выбираем шпонку: b=16 мм, h =10 мм, t1=6 мм, длина ?=70 мм.

lр=l-b=70-16=54

8.5 Соединение шестерни на быстроходном валу

По диаметру вала d=42 мм выбираем шпонку: b=12 мм, h =8 мм, t1=5 мм, длина ?=40 мм.

lр=l-b=40-12=28

8.6 Соединение шкива на быстроходном валу

По диаметру вала d=30 мм выбираем шпонку: b=8 мм, h =7 мм, t1=4 мм, длина ?=32 мм.

lр=l-b=32-8=24

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

9.1 Уплотнение подшипниковых узлов

Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.

В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.

9.2 Конструирование корпуса и крышки

Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т.п.

Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и изготовляем из чугуна СЧ 15-32.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.

В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.

На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.

9.3 Выбор смазки

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.

Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.

В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине, это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину, более одной трети радиуса, не допускается. Если окружные скорости велики, то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром, а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.

При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5-1,0 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.

Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 /2/ с255. При контактном напряжении Н < 600 Н/мм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68.

9.4 Выбор муфты

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Материал полумуфт - чугун марки СЧ 20 (ГОСТ 977 - 88); материал пальцев - Сталь 45 (ГОСТ 1050 - 88), материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм2.

Расчетный момент муфты:

Н•м,

где Кр - коэффициент режима нагрузки; таблица 10.26 /2/ с.251

ТТ - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем упругую втулочно-пальцевую 1000-55-1.1-32-II.2-У2 ГОСТ 21424-75

9.5 Конструирование корпусных деталей и крышек

В качестве материала корпуса и крышки корпуса выбираем серый чугун СЧ 15

9.5.1 Определяем толщину стенок корпуса, отвечающих требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса д;

пункт б /2/ с.231:

мм,

принимаем д =10 мм;

9.5.2 Определяем внутренний r и внешний R радиусы сопряжений плоскостей стенок корпуса

мм,

принимаем r=4 мм

мм,

принимаем R=12 мм

9.5.2 Определяем толщину др и высоту hр ребер жесткости

мм,

принимаем др=8 мм

мм,

принимаем hр=40 мм

9.5.3 Определяем толщину платиков обрабатываемых поверхностей h

мм,

принимаем h=4 мм

Определение размеров конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу

9.5.4 Определяем диаметры болтов крепления крышки d

мм,

принимаем d=16 мм

9.5.5 Определяем ширину фланцев К

мм,

принимаем К=40 мм

9.5.6 Определяем расстояние от внешнего края фланца до оси болта С

мм,

принимаем С=18 мм

9.5.7 Определяем диаметр штифтов dшт

мм,

Принимаем

9.5.8 Определяем диаметры болтов крепления редуктора к плите dк

мм,

принимаем dк=20 мм

9.5.9 Определяем толщину проушин S

мм

«Размеры корпусных деталей»

Таблица№9

Параметр	Значение ,мм
Толщина стенок корпуса д	10
Внутренний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса r	5
Внешний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса R	12
Толщину ребер жесткости др	8
Высота ребер жесткости hр	40
Высота платиков обрабатываемых поверхностей h	4
Диаметры винтов крепления крышки d	16
Ширина фланцев К	40
Расстояние от внешнего края фланца до оси винта С	18
Диаметр штифтов dшт	12
Диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк	20
Толщина проушин S	20

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин.- М, Высшая школа, 1998.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. Калининград: Янтарный сказ, 1999.

Воробьева В.В. Детали машин: общие требования к выполнению, оформлению и защите курсового проекта. Пермь, ПГТУ 2002

Размещено на Allbest.ru

...