Проектирование привода технологической машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Исходные данные: окружное усилие на ведущей звездочке цепного конвейера F_t = 3.5 кН, окружная скорость (скорость цепного конвейера) v = 1,0 м/с, шаг цепи конвейера t = 160 мм = 0,16 м, число зубьев ведущей звездочки конвейера z = 8.

1.1 Мощность на рабочем валу, Вт:

	(1)

.

1.2 Частота вращения вала ведущей звездочки цепного конвейера, :

	(2)

.

1.3 Коэффициент полезного действия привода: ременная с клиновым ремнем ; зубчатая цилиндрическая закрытая ; подшипники качения . Отсюда КПД всего привода:

.

1.4 Потребная мощность привода, Вт:

	(3)

.

При условии, что , принимаем Р_э = 4 кВт.

1.5 Ориентировочное назначение передаточных чисел передач привода:

Клиноременная U₁ = 4, закрытая цилиндрическая зубчатая U₂ = 5.

1.6 Ориентировочная частота входного вала привода при ориентировочных передаточных числах передач, :

	(4)

.

Фактическую частоту вращения входного вала (вала электродвигателя) в соответствии с Р_дв = 4 кВт принимаем, :

.

Основные характеристики выбранного двигателя:

Марка - АИР 112МВ6/950; Р_дв = 4 кВт; .



1.7 Отношение максимального вращающего момента к номинальному:

.

1.8 Фактическое передаточное число привода:

	(5)

.

1.9 Уточненное передаточное число одной из передач привода, ременной:

U_пр = U₁ * U₂;

	(6)

_.

1.10 Частоты вращения валов привода, мин^-1:

n_дв = n₁ = 950;

	(7)

;

.

1.11 Угловые скорости на валах привода, с^-1:

	(8)

;

;

.

1.12 Мощности на валах привода, Вт:

Р₁ = Р_дв = 4000;

	(9)

;

;

.

1.13 Вращающие моменты на валах привода, Н*м:

	(10)

;

;

;

1.14 Результаты энергетического и кинематического расчета сводим
в таблицу 1:

Расчетные параметры
№ вала	Мощность, Вт	Угловая скорость, с-1	Частота вращения, мин-1	Вращающий момент, Н*м
1	4000	99,4	950	40,2
2	3762	24,6	235	153
3	3612,6	4,9	47	737,3
4	3612,6	4,9	47	737,3



2. РАСЧЕТ ПОЛИКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные: мощности на ведущем и ведомом шкивах Р₁ = 4000 Вт и Р₂ = 3762 Вт; угловые скорости ведущего и ведомого шкивов
и ; передаточное число ; условия эксплуатации: угол наклона передачи ; характер нагрузки: умеренные колебания, максимальная кратковременная нагрузка до 150% от номинальной, число смен в сутки: 1.

2.1 Частоты вращения малого и большого шкивов, :

2.2 Расчетная передаваемая мощность (С_р = 1,0), Вт:

Рр = Р1 * Ср;	(11)

Р_р = 4000*1=4000.

2.3 По номограмме выберем сечение поликлинового ремня. По нашим расчетным данным выбираем сечение Л. Параметры сечения К: р = 4,8 мм;
Н = 9,5 мм; h = 4,85 мм; r₁ = 0,2 мм; r₂ = 0,7 мм; t = 2,4 мм; расчетная длина L_р = 1250…4000 мм; Число клиньев рекомендуемое: 4…20.

2.4 Минимальный расчетный диаметр меньшего шкива для сечения Л d_р1min = 100 мм. С целью повышения срока службы ремней рекомендуется принимать d_р1> d_р1min. Поэтому примем стандартный диаметр меньшего шкива d_р1 = 125 мм.

2.5 Расчетный диаметр большего шкива определим по формуле, мм:

	(12)

где - коэффициент относительного скольжения (для поликлиноременных передач ).

Ближайшее стандартное значение диаметра большего шкива .

2.6 Фактическое передаточное отношение:

	(13)

2.7 Минимальное межосевое расстояние, мм:

	(14)

2.8 Максимальное межосевое расстояние, мм:

	(15)

2.9 Принимаем межосевое расстояние из условия :
a' = 1000 мм.

2.10 Расчетную длину ремня вычислим по формуле, мм:

	(16)

Округляем до ближайшего стандартного значения: L_р = 3150 мм.

2.11 Фактическое межосевое расстояние определим по формуле, мм:

	(17)



2.12 Угол обхвата ремнем меньшего шкива вычислим по формуле, град.:

	(18)

Условие выполняется.

2.13 Скорость ремня, :

	(19)

2.14 Номинальная мощность Р₀, передаваемая одним поликлиновым ремнем с 10 клиньями для сечения Л: Р₀ = 5,9 кВт. На один клин приходится Р₀' = 5,9/10 = 0,59 кВт.

2.15 Расчетное число клиньев поликлинового ремня, необходимое для передачи мощности Р_р:

	(20)

где ; ;

	(21)

Отсюда

Принимаем большее число клиньев поликлинового ремня, то есть в нашем случае К = 9.

2.16 Начальное натяжение ветви одного ремня F₀ с закрепленными центрами шкивов, Н:

	(22)

где - масса 1м ремня.

	(23)

2.17 Окружная сила, передаваемая поликлиновым ремнем, Н:

	(24)

2.18 Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей поликлинового
ремня, Н:

	(25)

2.19 Сила давления на вал поликлинового ремня, Н:

	(26)

2.20 Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа:

	(27)

где S - площадь поперечного сечения.

	(28)

где b,H - соответственно ширина, высота ремня, мм; h- высота клина, мм. Так как b = 9p, то площадь вычислим по формуле, :

Тогда :

2.21 Напряжение в ремне от центробежных сил, МПа:

	(29)

для поликлиновых ремней .

2.22 Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве, МПа:

	(30)

Модуль продольной упругости для материалов ремней .

2.23 Максимальное напряжение в ремне определим по формуле, МПа:

	(31)

С такими параметрами прочность поликлинового ремня обеспечена, так как .

2.24 Частота пробегов ремня, с^-1:

	(32)

2.25 Параметры передачи заносим в таблицу 2:

Параметр	Обозначение	Ед. измерения	Значение
Тип ремня	3150-Л-9	-
Передаточное отношение	U	-	4.04
Диаметр ведущего шкива		мм	125
Диаметр ведомого шкива		мм	500
Длина ремня	Lр	мм	3150
Межосевое расстояние	а	мм	1067,9
Скорость ремня
Число клиньев	К	шт.	9
Начальное натяжение ремня		Н	541,9
Окружная сила, передаваемая ремнем		Н	645,2
Сила давления на валы		Н	1067,3
Угол обхвата ремнем меньшего шкива		…0	160
Частота пробегов ремня		с-1	1,97
Сила натяжения ведущей ветви ремня		Н	864,5
Сила натяжения ведомой ветви ремня		Н	219,3
Максимальное напряжение в ремне		МПа	6,6

3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВОВ

Размеры электродвигателя, необходимые для расчета ведущего шкива: длина конца вала электродвигателя l_1в = 80 мм; диаметр конца вала электродвигателя d_1в = 32 мм; ширина шпонки b_1в = 10 мм; высота шпонки h_1в = 8 мм.

Для сечения Л ремня выпишем размеры обода шкива, мм: h_ном = 4,68 (пред.откл. - +0,38); ; е_ном = 4,8 (пред.откл.: ); f = 5.5; r₁ = 0,4…0,5; r₂ = 0,4…0,5.

3.1 Ширина обода обоих шкивов поликлиновой передачи, мм:

	(33)

Округлим ширину до М = 50 мм.

3.2 Наружные диаметры шкивов, мм:

Ведущий шкив:

	(34)

Ведомый шкив:



3.3 Толщина обода для чугунных шкивов передачи, мм:

	(35)

3.4 Ведущий шкив.

3.4.1 Диск ведущего шкива изготовим без отверстий.

3.4.2 Толщина диска шкива, мм:

	(36)

Округлим значение до С = 10 мм.

3.4.3 Внутренний диаметр обода, мм:

	(37)

Округлим диаметр до .

3.4.4 Наружный диаметр ступицы, мм:

	(38)

где d - внутренний диаметр ступицы, равный диаметру конца вала электродвигателя: d = 32 мм.

Округлим диаметр до .

3.4.5 Для ведущего шкива длина ступицы l_ст1 равна длине конца вала электродвигателя, то есть l_ст1 = 80мм.

3.4.6 Угол фасок согласно ГОСТ 10948-64 принимаем равным 45⁰. Размеры фасок зависят от диаметра ступицы: в нашем случае фаски имеют размеры 2*45⁰.

3.5. Ведомый шкив

3.5.1 Больший шкив изготовим с четырьмя спицами (z = 4)

3.5.2 Большая ось эллиптического сечения спицы у ступицы определяется по формуле, мм:

	(39)

где Т - передаваемый шкивом вращающий момент; z - число спиц;
- допускаемое напряжение на изгиб для чугуна.

3.5.3 Меньшая ось эллиптического сечения у ступицы, мм:

	(40)

а = 0.4*28,93 =11,57.

3.5.4 Большая ось эллиптического сечения спицы у обода шкива, мм:

	(41)

.

3.5.5. Меньшая ось эллиптического сечения спицы у обода шкива, мм:

	(42)

а₁ = 0,8*11,57 = 9,26.

3.5.6Наружный диаметр ступицы, мм:

	(43)

где d - внутренний диаметр ступицы, равный диаметру концевого участка быстроходного вала редуктора: d₂ = 32 мм.

Округлим диаметр до .

3.5.7 Внутренний диаметр обода, мм:

	(44)

Округлим диаметр до .

3.5.8 Для ведущего шкива длина ступицы l_ст1 равна длине конца быстроходного вала редуктора, то есть l_ст1 = 82мм

3.5.9 Угол фасок согласно ГОСТ 10948-64 принимаем равным 45⁰. Размеры фасок зависят от диаметра ступицы: в нашем случае фаски имеют размеры 1,2*45⁰.



4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные: вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи Т₃ = 737,3 Н*м; угловые скорости с^-1 и с^-1; U₂ = 5; t_р = 3000 часов; ; , .

В качестве материала для изготовления зубчатых колес выберем Сталь 45. Термообработка - нормализация (закалка на воздухе). Твердость по Бриннелю: для шестерни - 200 HB, для колеса - 180 HB.

4.1 Определение числа циклов нагружения:

	(45)

Зубьев шестерни:

Зубьев колеса:

4.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность, МПа:

	(46)

где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа:

	(47)

для шестерни

для колеса

- коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой материала (;

- коэффициент долговечности:

- базовое число циклов нагружения зубьев.

для шестерни

	(48)

Так как , коэффициент .

для колеса

	(49)

Рассчитаем допускаемые напряжения на усталостную контактную прочность, МПа:

для шестерни

для колеса

Допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, МПа:

	(50)

4.3. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

	(51)

где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении ,МПа:

	(52)

для шестерни

для колеса

- коэффициент безопасности (); - коэффициент реверсивности (при нереверсивной передаче ).

Коэффициент долговечности :

здесь базовое число циклов нагружения;

для шестерни

	(53)

Коэффициент долговечности ;

для колеса

	(54)

Коэффициент долговечности .

Произведем вычисления усталостной изгибной прочности, МПа:

для шестерни

для колеса

4.4 Межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности, мм:

	(55)

где - коэффициент для косозубых передач; Т₃ - вращающий момент на валу колеса; - эквивалентное допускаемое контактное напряжение;

- коэффициент ширины зубчатого венца в зависимости от расположения шестерни относительно опор;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубчатых колес).

Округлим до ближайшего большего стандартного значения по
ГОСТ 2185-66: .

4.5 Модуль зубьев вычислим по формуле, мм:

	(56)

4.6. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

	(57)

Округлим до целого и получим суммарно число зубьев .

4.7. Число зубьев шестерни:

	(58)

4.8 Число зубьев колеса:

	(59)

4.9 Фактическое передаточное число:

	(60)

4.10 Фактический угол наклона зубьев:

	(61)

4.11 Диаметр делительной окружности, мм:

	(62)

Шестерни:

Колеса:

4.12 Диаметр окружности вершин зубьев, мм:

	(63)

Шестерни:

Колеса:

4.13. Диаметр окружности впадин зубьев, мм:

	(64)

Шестерни:

Колеса:

4.14. Ширина зубчатых венцов, мм:

Колеса:

	(65)

Округлим .

Шестерни:

	(66)

4.15 Окружная скорость зубчатых колес, м/с:

	(67)

Степень точности передачи примем равной 9.

4.16 Силы в зацеплении, Н:

Окружные:

	(68)

Радиальные ( - угол зацепления при эвольвентном зацеплении):

	(69)

Осевые:

	(70)

4.17 Контактное напряжение (проверочный расчет), МПа:

	(71)

где - коэффициент для косозубых передач;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями косозубой передачи;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости зубчатых колес и степени точности передачи.

Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого.



4.18 Напряжение изгиба (проверочный расчет), МПа:

	(72)

где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

- коэффициент формы зуба: ;
; ; ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

; .

для зубьев шестерни:

для зубьев колеса:

4.19 Напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

для шестерни:

;

для колеса:

Расчетные напряжения в редукторе не превышают допустимых значений, значит данные параметры обеспечат необходимые качества конструкции.

5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

5.1 Расчет обода

5.1.1 Наибольший диаметр (диаметр окружности вершин зубьев):

Шестерни:

Колеса:

5.1.2 Толщина обода, мм:

	(73)

5.1.3. Внутренний диаметр зубчатого венца, мм:

	(74)

для шестерни

Округлим диаметр до .

для колеса

Округлим диаметр до .

5.1.4 Фаска на торце зубчатого колеса, мм*45⁰:

	(75)

5.2 Расчет ступицы.

5.2.1 Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала.

- ориентировочное значение допускаемого напряжения быстроходного вала.

- ориентировочное значение допускаемого напряжения тихоходного вала.

Ориентировочное значение диаметра вала, мм:

	(76)

для шестерни

Принимаем .

для колеса

Принимаем

5.2.2 Наружный диаметр ступицы при изготовлении колес из стали, мм:

	(77)

для шестерни

Округлим диаметр до .

для колеса

Округлим диаметр до .

5.2.3 Ориентировочная длина ступицы, мм:

	(78)

для шестерни

для колеса

5.2.4 Размеры шпоночного паза в ступице (ГОСТ 23360-78).

шестерни: ширина сечения шпонки b = 16 мм; глубина t₂ = 4,3 мм

колеса: ширина сечения шпонки b = 16 мм; глубина t₂ = 4.3 мм.

5.3 Расчет диска.

5.3.1 Толщина для диска колес, мм:

	(79)

шестерни

Округлим значение до С = 24 мм.

для колеса

Округлим значение до С = 23 мм.

5.3.2 Диаметр центровой окружности, мм:

1. Диск шестерни изготовим без отверстий ввиду малого диаметра шестерни.

2. Диск зубчатого колеса, мм:

	(80)

Округлим значение до .

Диск зубчатого колеса выполним с 6 отверстиями диаметра d_отв2 = 60 мм.

5.3.3Фаска ступицы шестерни с = 1.6*45⁰.



6. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Исходные данные: вращающий момент на быстроходном валу
Т₂ = М₂ = 153 Н*м; силы, действующие в зацеплении косозубой передачи: окружные: ; радиальные: ; осевые:
; силы действующие на ведомый шкив поликлиноременной передачи: сила давления на вал: F_n = 1067,3 Н;

Размеры:

делительный диаметр шестерни ;

ширина зубчатого венца шестерни ;

длина ступицы шестерни ;

степень точности зубчатой передачи равна 9;

межосевое расстояние ;

диаметр ведомого шкива ;

6.1 Проектный расчет быстроходного вала

6.1.1 Предварительный расчет вала

1. Вычислим диаметр концевого участка быстроходного вала, мм:

	(81)

Принимаем: концевой участок цилиндрический, исполнение 2 по ГОСТ 12080-66; ; l_кТ = 82 мм; радиус галтели r = 2 мм, фаска 1,6*45⁰, t = 2.5 мм - высота заплечика.

2. Определим размеры опорных участков вала, мм:

	(82)

3. Полагаем, что вал будет установлен на подшипниках 209. Ширина В₁ = 19 мм. На опорном участке, примыкающем к концевому, кроме подшипника будет размещаться уплотнение.

Длину этого участка найдем из выражения, мм:

	(83)

Окончательно примем . Длина второго участка будет равна ширине подшипника: .

6.1.2 Выполнение компоновки редуктора.

1. Толщина стенки редуктора, мм:

	(84)

принимаем .

2. Зазор между торцами колес и стенкой редуктора, мм:

	(85)

Расстояние между внутренними стенками редуктора принимаем равным расстоянию между заплечиками подшипников, мм:

	(86)

4. Расстояние между серединами подшипников быстроходного вала, мм:

	(87)

5. Расстояние от середины ширины шестерни до середины ближайшего подшипника, мм:

	(88)

6. Расстояние от середины ступицы ведомого шкива поликлиноременной передачи до середины ближайшего подшипника, мм:

	(89)

7. Схема редуктора.

Рисунок 1. Компоновка редуктора.

6.1.3 Выбор материала для изготовления вала

Для изготовления быстроходного вала выберем в качестве материала:
Сталь 45 с пределом прочности .

Пределы выносливости при изгибе и кручении, МПа:

	(90)

	(91)

Допускаемое напряжение на изгиб, МПа:

	(92)

где - коэффициент запаса прочности; - усредненный по валу коэффициент концентрации напряжений.

6.1.4 Составление расчетной схемы вала

Рисунок 2. Пространственная схема сил редуктора

6.1.5 Определение диаметров вала из условия прочности на совместное действие изгиба с кручением

Рисунок 3. Схема нагружения вала

1. Приведем силы к оси и составим расчетную схему быстроходного вала.

Рисунок 4. Расчетная схема быстроходного вала

2. Рассмотрим вертикальную плоскость:

2.1 Определяем вертикальные составляющие опорных реакций в шарнирах А и В:

; ; отсюда

	(93)

Знак минус указывает, что истинное направление реакции связи обратное: она направлена к опоре.

; ; отсюда

	(94)

Проверим правильность определения реакций:

	(95)

Реакции найдены правильно.

2.2 Определяем изгибающие моменты сил в вертикальной плоскости, :

Для сечений 1 и 6 изгибающие моменты равны нулю М_в1 = М_в6 = 0.

Для сечения 2 и 3: ;

Для сечения 4 и 5: .

По найденным значениям строим эпюру изгибающих моментов
(рисунок 5, б).

3. Рассмотрим горизонтальную плоскость:

3.1. Определяем горизонтальные составляющие опорных реакций в шарнирах А и В:

; ; отсюда

	(96)

Знак минус указывает, что истинное направление реакции связи обратное: она направлена к опоре.

; ; отсюда

	(97)

Проверим правильность определения реакций:

Реакции найдены правильно.

3.2. Определяем изгибающие моменты сил в горизонтальной плоскости, :

Для сечений 1 и 6 изгибающие моменты равны нулю М_г1 = М_г6 = 0.

Для сечения 2: ;

Для сечения 3:
;

Для сечения 4: ;

Для сечения 5: .

По найденным значениям строим эпюру изгибающих моментов
(рисунок 5, г).

4. Определяем суммарные изгибающие моменты, :

	(98)

Сечение 1: ;

Сечение 2: ;

Сечение 3: ;

Сечение 4: ;

Сечение 5: ;

Сечение 6:

По найденным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов (рисунок 5, д).

5. Определяем крутящие моменты в сечениях, :

Строим эпюру крутящих моментов (рисунок 5, ж)

6. Определяем эквивалентные моменты, :

	(99)

Сечение 1: ;

Сечение 2:

Сечение 3:;

Сечение 4:;

Сечение 5:;

Сечение 6:.

Строим эпюру эквивалентных моментов (рисунок 5, з)

7. Определяем диаметры вала в сечениях, мм:

	(100)

Сечение 1:

Сечение 2, 3: ;

Сечение 4, 5:

Сечение 6:

Строим обрисованные сечения вала, в которых напряжения равны допускаемым (рисунок 5, и).

Рисунок 5. а - силы, действующие на вал в вертикальной плоскости; б - эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости; в - силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости; г - эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости; д - эпюра суммарных изгибающих моментов; е - схема действия вращающих моментов; ж - эпюра эквивалентных моментов; и - схема обрисованных сечений вала.



6.2 Конструирование вала

6.2.1 Выполняем конструирование участков вала

1. Диаметр концевого участка под шкивом округлим в большую сторону до стандартного значения d_к = 32 мм.

Длина концевого участка: l_кТ = 82 мм.

Фаска концевого участка: с = 1,6мм*48⁰.

2. Диаметры опорных участков определим по формуле, мм:

	(101)

Округлим в большую сторону до стандартного значения: .

Подшипники используем легкой серии 208.

Длина опорного участка: .

Длина второго опорного участка с уплотнением со стороны концевого: .

Фаска торца опорного участка: с₂ = 1,6мм*45⁰.

3. Диаметр вала под ступицей шестерни, мм:

r = 2.5 мм - радиус галтели.

	(102)

Этот диаметр, учитывая, что длина ступицы шестерни меньше ширины венца, по Ra40 примем окончательным:

Длина участка вала под ступицей шестерни, мм:

	(103)

Окончательно принимаем длину ступицы и участок вала под ступицей .

4. Диаметр свободного участка рядом с шестерней:

5. Диаметр буртика для осевой фиксации шестерни, мм:

	(104)

r = 3 мм - радиус галтели.

Окончательно диаметр буртика по Ra40 примем: .

Ширина буртика .

6. Для передачи момента используем призматические шпонки исполнения 1.

Под шестерню: ширина b = 16 м, высота h = 10 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 6 мм, глубина паза ступицы t₂ = 4,3 мм.

Под шкив: ширина b = 10 м, высота h = 8 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 5 мм, глубина паза ступицы t₂ = 3,3 мм.

Фаска шпонки с = 0,3*45⁰.

6.2.2 Назначаем посадки деталей на вал.

Шестерню и шкив устанавливаем на вал с натягом по посадке: H7/r6. Внутренние кольца подшипников: L0/m6. Шпонки призматические в паз вала: по ширине N9/h9, по высоте h11, по длине h14. Предельные отклонения глубины шпоночных пазов +0,2мм.



6.2.3 Назначаем шероховатость поверхностей

Поверхность под шестерню: 1,6 мкм. Под шкив: 3,2 мкм. Цапфы: 1,5 мкм. Торцы валов: 12,5 мкм. Торцы буртиков для базирования шестерни, шкива и подшипников: 1,6 мкм. Рабочие поверхности шпоночных пазов: 3,2 мкм; нерабочие - 6,3 мкм. Шероховатость остальных поверхностей 6,3 мкм. Шероховатость под резиновой манжетой: 0,4 мкм.

Рисунок 6. Эскиз быстроходного вала



7. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК

конвейер цепной привод расчет

Для передачи момента используем призматические шпонки исполнения 1.

Исходные данные: диаметр вала под шестерней ; диаметр вала под зубчатым колесом ; диаметр вала под ведомым шкивом d_к = 32 мм; диаметр конца вала электродвигателя под ведущий шкив d_дв = 32 мм; вращающий момент вала электродвигателя М₁ = 40,2 Н*м; вращающий момент быстроходного вала редуктора М₂ = 153 Н*м; вращающий момент тихоходного вала редуктора
М₃ = 737,3 Н*м.

7.1 Подбор шпонок

7.1.1 Под шестерню на быстроходном валу: ширина b = 16 м, высота h = 10 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 6 мм, глубина паза ступицы t₂ = 4,3 мм.

7.1.2 Под зубчатое колесо на тихоходном валу: ширина b = 16 м, высота h = 10 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 6 мм, глубина паза ступицы t₂ = 4,3 мм.

7.1.3 Под ведомый шкив на быстроходном валу: ширина b = 10 м, высота h = 8 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 5 мм, глубина паза ступицы t₂ = 3,3 мм.

7.1.4 Под ведущий шкив на валу электродвигателя: ширина b = 10 м, высота h = 8 мм, длина l = 70 мм, глубина паза вала t₁ = 5 мм, глубина паза ступицы t₂ = 3,3 мм.

7.1.5 Фаски шпонок с = 0,3*45⁰.

7.1.6 Посадки шпонок призматических в паз вала: по ширине N9/h9, по высоте h11, по длине h14.

Предельные отклонения глубин пазов на валу t₁ и в ступице t₂: +0,2 мм.

7.2 Проверочный расчет шпонок

Выбранные шпонки рассчитываются на смятие. Условие прочности, МПа:

	(105)

Допускаемые напряжения при чугунной ступице шкивов: ; для стальных ступиц зубчатых колес: .

7.2.1 Шпонка для соединения быстроходного вала с шестерней.

Условие прочности выполняется, так как:

7.2.2. Шпонка для соединения тихоходного вала с зубчатым колесом.

Условие прочности выполняется, так как:

Для увеличения запаса прочности можно увеличить диаметр вала под зубчатым колесом, и соответственно увеличения размеров шпонки, а также пазов в ступице и на валу.

7.2.3 Шпонка для соединения вала электродвигателя с ведущим шкивом

Условие прочности выполняется, так как:

7.2.4. Шпонка для соединения быстроходного вала с ведомым шкивом.

Условие прочности выполняется, так как:



8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ДЛЯ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Исходные данные: диаметр цапфы d_п = 40 мм; частота вращения вала n2 = 235 мин^-1; срок службы конвейера - 3000 часов; силы действующие на подшипники: реакции опор Z_A = 1817.5 H; Z_B = 1817.5 Н; Y_A = 70.9 H; Y_B = 2488.2 H; Внешняя осевая сила F_a = 738 Н.

8.1 Вычислим суммарные реакции для каждой из опор вала, Н:

Опора А:

	(106)

Опора В:

	(107)

8.2 Подбор подшипников выполняется по наиболее нагруженной опоре

Так как соотношение , то принимаются радиальные шариковые подшипники 208.

Из таблицы выпишем: динамическая грузоподъемность С = 32000 Н; статическая грузоподъемность С₀ = 17800 Н.

8.3 По условиям эксплуатации подшипников принимаем: коэффициент вращения (вращаются внутренние кольца) V = 1.0; коэффициент безопасности

К_б = 1,4; температурный коэффициент К_т = 1.0; коэффициент надежности (принимаемая надежность 90%) а₁ = 1.0.

8.4 Определяем соотношение и находим значение е, соответствующее значению .

8.5 Сравниваем значение с коэффициентом осевого нагружения е = 0,239

Опора А:

Так как , то по таблице принимаем Х = 0,56 и Y = 1,86.

Опора В:

Так как , то по таблице принимаем Х = 1 и Y = 0.



8.6 Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку, Н:

	(108)

Опора А:

Опора В:

.

8.6 Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника

Выбранных подшипников хватит на весь срок службы конвейера.



9. ПОДБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ

Исходные данные: муфта компенсирующая; вращающий момент, передаваемый муфтой М₃ = 737,3 Н*м.

Выберем для соединения тихоходного вала редуктора с рабочим валом конвейера компенсирующую зубчатую муфту.

Из таблицы выпишем размеры муфты исходя из номинального вращающего момента: материал - Сталь 45 ГОСТ 1050-88; тип 1 - с разъемной обоймой; исполнение 1 ГОСТ 12080-66; диаметр муфты D =145 мм; длина полумуфты l = 82 мм; длина всей муфты L = 174 мм; диаметр отверстия под вал dH7 = 40 мм; диаметр обоймы D₁ = 100 мм; диаметр полумуфты (втулки) D₂ = 60 мм; наибольшая частота вращения n = 90 c^-1.

9.5 Обозначение муфты:

Муфта компенсирующая зубчатая 1-1000-40-1У2 ГОСТ Р 50895-96.



10. ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА ДЛЯ РЕДУКТОРА

Учитывая небольшую скорость вращения n = 235 мин^-1 (небольшую окружную скорость зубчатых колес), небольшие контактные напряжения
, вследствие этого небольшую рабочую температуру, используем для нашего редуктора минеральное индустриальное масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4.

Уровень масла в ванне должен достигать середины тела качения подшипника.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Сметанин А.С., Орленко Е.О. Энергетические и кинематические параметры приводов машин: методические указания и справочные материалы к курсовому проектированию. - 2-е изд., перераб. и доп. - Архангельск: Изд-во АГТУ. 2006.

2. Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Механические передачи: Учебное пособие. - Архангельск: Изд-во АГТУ. 2005.

3. Орленко Е.О., Орленко Л.В., Цветкова Т.В. Расчет и конструирование валов и осей: Учебное пособие. - Архангельск: ИПЦ САФУ. 2012.

4. Прокофьев Г.Ф,, Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения: Учебное пособие. - Архангельск. Изд-во АГТУ. - 2003.

5. Прокофьев Г.Ф,, Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие. - Архангельск. Изд-во АГТУ. - 2004.

Размещено на Allbest.ru

...