Разработка привода к ленточному конвейеру для подачи угля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Московский государственный технологический университет «СТАНКИН»

(ФГБОУ ВО «МГТУ «СТАНКИН»)

Институт производственных технологий и инжиниринга Кафедра станков

Дисциплина: «Механика и управление»

Специальность:

15.03.04. «Автоматизация технологических процессов и производств»

Специализация:

«Автоматизация технологических процессов и производств»

Расчетно-пояснительная записка

к курсовой работе

на тему:

«Разработка привода к ленточному конвейеру для подачи угля»

Хамидов Ш.З.,

группа АДБ-21-12

Москва 2022 г.

Задание

червячный передача редуктор электродвигатель

на курсовую работу по дисциплине

«Механика и управление»

Задание №12

Рассчитать и спроектировать привод к ленточному конвейеру для подачи угля

Вариант:

1

Натяжение ветвей

конвейера

F₁, кН

2,9

F₂, кН

1,4

Скорость ленты

V, м/с

1,25

Диаметр барабана

D, м

0,32

Ширина барабана

B, м

0,5

Ресурс работы

L_h, час

8000

Разработать:

1. Редуктор червячный (формат листа А1, масштаб 1:1)

2. Рабочий чертеж детали: червячное колесо (формат листа А3/А4)



Оглавление

Введение

1. Кинематический расчет

1.1 Исходные данные

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Разбивка общего передаточного числа привода по передачам

1.4. Итоговая таблица по валам

2. Расчет червячной передачи

2.1 Проектировочные расчеты передач

2.2 Определение геометрических параметров передач

2.3 Проверочные расчеты передачи

3. Расчеты валов

3.1 Пространственные схемы сил на входном и выходном валах

3.2 Определение реакций в опорах на входном и выходном валах

3.3 Построение эпюр моментов на выходном валу

3.4 Проверочный расчет тихоходного вала

3.5 Расчет подшипников на долговечность и грузоподъемность (входного и выходного валов)

4 Проверочные расчеты соединений

4.1 Расчет шпоночных соединений

5. Выбор и расчет муфты

Список литературы

Спецификация



Введение

Машиностроение - катализатор научно - технического прогресса, и основные производственно - технологические процессы выполняются машинами или автоматическими линиями. В этой связи машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей промышленности. Большинство современных машин и приборов создается по схеме двигатель - передача - рабочий орган (исполнительный механизм).

Редуктор - это механизм, который предназначен для передачи и преобразования крутящего момента. Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного (быстроходного) вала в более низкую на выходном (тихоходном) валу, повышая при этом вращающий момент.

Промышленные редукторы широко применяются в подъемно-транспортных, лесозаготовительных установках, машиностроении, строительстве, нефтегазовой промышленности, металлургическом и горнодобывающем оборудовании, сельском хозяйстве и других сферах, поэтому существует большее число их разновидностей.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Для обеспечения безопасной и эффективной работы машин и механизмов промышленные редукторы должны отвечать определенным техническим требованиям.

Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах.

Целью работы является разработка конструкции привода к ленточному конвейеру, обеспечивающего работу с заданными силовыми параметрами в соответствии с техническим заданием.

Задачи:

- выбрать тип электродвигателя, обеспечивающего необходимые параметры;

- рассчитать передаточные числа для червячной передачи;

- разработать конструкцию редуктора;

- выполнить необходимые расчеты, подтверждающие работоспособность узла и его звеньев.



1. Кинематический расчет

1.1 Исходные данные

Исходные данные для проектирования привода следующие:

- натяжение ветвей грузонесущей ленты конвейера:

Ведущей F₁ = 2,9 кН; ведомой F₂=1,4 кН.

- скорость движения ленты v = 1,25 м/с.

- диаметр тягового барабана D_б = 0,32 м.

- Ширина ленты b = 0,5 м.

Режим нагружения задается ступенчатым графиком - блокомнагружения (рис. 1).

Срокслужбы (рабочийресурс: безучетапростояпривода) L_h= 8 тыс. ч.

Рис. 1. Схема привода ленточного конвейера и блок нагружения привода: 1 - электродвигатель; 2 - компенсирующая муфта; 3 - одноступенчатый редуктор с червячными зубчатыми колесами; 4 - тяговый(приводной) барабан; 5-грузонесущаялента; I-вал электродвигателя; II - быстроходный (ведущий) вал редуктора; III - тихоходный (ведомый) вал редуктора; IV - приводной вал; T_i - для соответствующих ступеней блока нагружения средние значения вращающих моментов, определяемых силами сопротивления на рабочих органах и учитываемых при расчете на усталость; T - максимальный из упомянутых моментов (для рассматриваемого примера количество ступенейнагруженияi=3, тогда T₁ = T, T₂ = 0,9T, T₃ = 0,5T); t_У - суммарный срок службы привода, рабочий ресурс привода; t_i - соответствующие вращающим моментам на различных ступенях нагружения сроки службы привода; t_i/t_У - относительное времяработы на i-йступени блока нагружения

Приведенные исходные данные характеризуют максимальную нагрузку на рабочем органе, соответствующую первой ступени блока нагружения (T1 = T).

Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) лен точного конвейера

Р_в = F_tv = (F₁ - F₂)?v = (2,9 - 1,4)?1,25 = 1,88 кВт,

где F_t - окружная сила на тяговом барабане ленточного или тяговой звездочке цепного конвейера, кН; v - скорость движения грузонесущей ленты или грузовой цепи (окружная скорость барабана или звездочки), м/с.

Мощностьнаприводномвалу(валIV) конвейера

,

гдез_п.к-КПДопор(парыподшипниковкачения) приводноговалаконвейера, з_п.к=0,99 (табл. А7ПриложенияА).

Требуемая расчетная мощность электродвигателя

,

где з_общ - общий КПД привода при последовательном соединении входящих в его кинематическую цепь звеньев,



з_общ = з_м·з_ч.п·з_ц.п

з_м = 0,98, з_{ч п} = 0,8 - соответственно КПД муфты, закрытой червячной передачи.

з_общ = 0,98·0,8·0,98 = 0,768;

Частота вращения приводного вала конвейера

где V =1,25 м/с - скорость ленты конвейера

DБ = 0,32 м

- диаметр приводного барабана

Требуемая частота вращения ротора электродвигателя

где ориентировочное передаточное число червячной передачи,

(табл. А6ПриложенияА).

1.2 Выбор электродвигателя по каталогу

При выборе двигателя следует учитывать, что его установленная (номинальная) мощность Р должна быть больше или равна требуемой Р_э.тр (допускаемая перегрузка асинхронных электродвигателей до 5…8% при постоянной и до 10…12% при переменной нагрузке), а действительная (асинхронная) частота вращения электро - двигателя как можно более близкой к требуемой п_э.тр. Это позволит не выйти из рекомендуемого диапазона передаточных чисел передач, входящих в привод. С учетом изложенного отмечаем, что большой запас мощности электродвигателя приводит к повышению расхода электроэнергии, перегрузка - к перегреву двигателя.

Следует иметь в виду, что электродвигатели с синхронными частотами вращения (частотами вращения магнитного поля при отсутствии нагрузки) 1000 и 1500 мин-¹ предпочтительнее, чем с частотами 750 и 3000 мин-¹. Двигатели с низкими частотами вращения весьма металлоемки, а двигатели с большой частотой имеют низкий рабочий ресурс, поэтому их не следует применять без особой необходимости в приводах общемашиностроительного назначения небольшой мощности.

По табл. А1 Приложения А выбираем электродвигатели серий 4А с ближайшей к Р_э.тр большей мощностью (3 кВт) и анализируем параметры в табл. 7.1.

Из сравниваемых выбираем асинхронный электродвигатель типа 4А100S4 с параметрами: Р = 3 кВт; п = 1435 мин-¹; Tmax /Тном =

= 2,4. Диаметр вала электродвигателя d = dI = 28 мм (см. табл. А1 Приложения А). Здесь Р - номинальная установленная мощность электродвигателя, которую он может отдавать длительное время, не нагреваясь свыше допустимой температуры, и п - номинальная частота вращения ротора (равная частоте вращения вала электро - двигателя пI).

Таблица 1. Определение передаточного числа

Типэлектродвигателя	4А90L2	4А100S4	4А112МA6	4A112МВ6
Частота враще-ния роторап, мин-1	2840	1435	955	700
Общее переда-точноечисло



1.3 Разбивка общего передаточного числа привода по передачам

Точное общее передаточное число привода

Передаточное число одноступенчатого редуктора и_ред = и_.ч.п = 19.2 принимаетстандартноезначениеточногопередаточногочислачервячнойпередачии_.ч.п =20 (табл. А6Приложения А).

Определение кинематических и силовых параметров привода

Кинематические (частоты вращения и угловая скорость) и силовые (мощность и вращающий момент) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности электродвигателя и его номинальной частоты вращения (п) при установившемся режиме.

Частоты вращения валов и угловые скорости привода:

так как валы I и II соединены через муфту;

так как валы II и IV соединены через муфту;



Мощность навалах привода (расчет потребуемой мощности двигателя):

P_I=Р_э.тр=2.47кВт;

P_II = P_Iз_м = 2.47·0,98 = 2.42 кВт;

P_III = P_IIз_ч.п = 2.42·0,8 = 1.94 кВт;

P_IV=P_IIIз_м=1.94·0,98=1.9кВт.

Вращающиеся моменты на валах привода:

T_II=T_Iз_м=16.4·0,98=16.1Н·м;

T_III=T_IIu_ч.пз_ч.п.=16.1·20·0,8=257.7Н·м;

T_IV=T_IIIз_м=257.7·0,98=252.6Н·м.

1.4 Итоговая таблица по валам

Таблица 2. Сводная таблица результатов кинематического и силового расчета привода

Валы	I	II	III	IV
Передачи	муфта	червячная	муфта
з	0,98	0,8	0,98
и	1,0	20	1
п, мин-1	1435	1435	73.8	73.8
щ, с-1	150.2	150.2	7.5	7.5
Р, кВт	2.47	2.42	1.94	1.9
Т, Н·м	16.4	16.1	257.7	252.6



2. Расчет червячной передачи

2.1 Проектировочные расчеты передач

Исходные данные:

- момент на валу червячного колеса;

- частота вращения вала червяка;

- частота вращения вала колеса;

u = 20 - передаточное число червячной передачи;

ч - ресурс редуктора.

Режим нагружения задается блоком нагружения (по заданию).

Расположение червяка - нижнее.

Коэффициенты режима работы определяются соответственно по формулам

Установление основных данных

Число витков червяка при u = 20 принимаем z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса определяется по формуле



Уточненное передаточное число определяется по формуле

Частота вращения вала червячного колеса определяется по формуле

.

Ориентировочнаяскоростьскольжениявзацепленииопределяетсяпоформуле

Выбор профиля червяка и материала червячной пары

Основным фактором, определяющим выбор материала венца колеса, является скорость скольжения в зацеплении. Применение дефицитных высокооловянных бронз может быть оправдано только для ответственных передач со скоростями скольжения v_ск> 10 м/с, малооловянные бронзы применяют при 4 < v_ск< 10 м/с, безоловянные бронзы и латуни используют при v_ск< 4 м/с, чугуны - при v_ск< 2 м/с.

Принимаем архимедов червяк ZA из стали 20 с цементацией и закалкой до твердости 56…63 HRC, витки шлифованные и полированные. Учитывая, что v_ск< 4 м/с, принимаем в качестве материала червячного колеса малооловянные бронзу Бр.06Ц6С3 (отливка в кокиль) с характеристиками:

E₂ = 0,74·10⁵ МПа;

у_т2 = 100 МПа; у_в2 = 200 МПа.

Степень точности передачи при v_ск = 7,7 м/с - n_т = 7

Ориентировочный КПД передачи определяется по формуле

где f?=tgц?=tg1,6°=0,028 - приведенный коэффициент трения в зацеплении;

ц'?(3,0…3,5) - 0,92?lnv_ск=3,5-0,92ln7,7=1,6°-приведенный угол трения

Мощность на валу червяка определяется по формуле

Коэффициент диаметра червяка

Коэффициент нагрузки определяется по формуле

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка

- коэффициент деформации червяка

v_ср=м₁ = 0,83 - средняя относительная нагрузка.

n_T=7 - степень точности передачи

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку



Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле

где - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов N_H0 = 10⁷пришлифованныхиполированныхчервякахствердостьюH>45HRC

C_v= 1.33 - 0,025·lnv_ск= 1.33 - 0,025?ln7,7 = 1.28 - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания поверхности зуба.

Коэффициент долговечности определяют по формуле

Эквивалентное число циклов нагружений зубьев колеса

где µ₄ - коэффициент эквивалентного режима;

N_У - суммарное число циклов нагружений зубьев колеса за весь срок службы передачи.



2.2 Определение геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние определяется по формуле

По ГОСТ 2144-76 принимаем a_w = 125 мм.

Расчетный модуль определяется по формуле

С учетом ГОСТ 2144-76 по табл. 9.4 принимаем m = 5 мм,

q = 10.

Коэффициент смещения

Коэффициент смещения рекомендуется принимать в пределах -1?х?+1.

Геометрические параметры передачи

Червяк ZA

Делительный диаметр-d₁=m·q=5·10=50 мм.

Диаметр вершин витков - d_a1=m·(q +2)=5·12=60 мм.

Диаметр впадин витков - d _{f 1} = m·(q - 2,4) = 5·7,6 = 38 мм.

Начальный диаметр - d_w1= m·(q+ 2х) =5·10 =50 мм.

Делительный угол подъема витка

Начальный угол подъема витка

Угол профиля витка в нормальном сечении червяка на начальном цилиндре

Длина нарезанной части червяка

гдеC₁=11, C₂ =0,06 (см. табл. 9.8).

С учетом выхода шлифовального круга принимаем

b₁=67+3m=67+3·5=82 мм.

Принимаем b₁=82 мм

Червячное колесо

Шириназубчатоговенцаприz₁=2



Условный угол обхвата

Начальный и делительный диаметры

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса



Рис. 1. Эскиз червячной прямозубой передачи Z₁/Z₂

Окружные скорости

- на червяке

- на колесе

Скорость скольжения

Уточнение КПД передачи, крутящего момента и мощности на червяке

Для червячного зацепления КПД определяется по формуле

гдец?-уточненныйприведенныйуголтрения,

ц??(3,0…3,5) - 0,92·lnv_ск=3,5-0,92·ln3,8=0,8°.



Общий КПД червячного редуктора определяется по формуле

з=з_зацз_р=0,87·0,98=0,85.

гдез_р-КПД, учитывающий потери на разбрызгивание масла и перемешивание масла, з_р=0,98.

Крутящий момент на валу червяка определяется по формуле

Мощность на валу червяка определяется по формуле

Силы в зацеплении

- окружная сила на колесе

- окружная сила на червяке



- радиальная сила

Рисунок 2. Схема направления действующих в зацеплении сил

2.3 Проверочные расчеты передачи

Проверочный расчет по контактным напряжениям

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженной червячной пары, определяется по формуле

Коэффициент, учитывающий форму поверхностей сопряженной червячной пары, определяется по формуле



Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

где - коэффициент торцевого перекрытия

- коэффициент изменения суммарной длины контакта

Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата, определяется по формуле

Уточнение коэффициента нагрузки проводим по формуле

гдеK_в - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка



где - коэффициент деформации червяка

K_v-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

K_v=0,3+0,1п_т+0,02v_ск=0,3+0,1·7+0,02·3,8=1,08.

Уточнение допускаемого контактного напряжения проводим по формуле

где - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов N_H0 = 10⁷пришлифованныхиполированныхчервякахствердостьюH>45HRC

C_v= 1.33 - 0,025·lnv_ск= 1.33 - 0,025?ln3,8 = 1.3 - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания поверхности зуба.

Действительные контактные напряжения определяются по формуле

Проверка на статическую прочность по контактным напряжениям



где - предельно допустимое контактное напряжение

МПа

Условия прочности по двум последним формулам выполняются. Материал колеса оставляем прежним

Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата, определяется по формуле

Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса, определяется по формуле

Коэффициент формы зуба при х=0 и



Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз и латуней при нереверсивной нагрузке

Эквивалентное число циклов

Коэффициент долговечности определяется по формуле

Полученный по формуле коэффициент не должен выходить за пределы 0,54 ?K_FL?1,1.

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле

где s_F=1,75 - коэффициент безопасности

Напряжения изгиба в зубьях определяются по формуле



Проверочный расчет зубьев на статическую прочность при изгибе проводим по формуле

где - предельно допустимое напряжение изгиба

Условия прочности выполняются. Материал колеса оставляем прежним.

Тепловой расчет при непрерывной работе передачи

При установившемся тепловом режиме температура масла недолжна превышать допускаемую [t] = 80…90° при нижнем расположении червяка и [t]=60…70° - при верхнем.

Условие нормального теплового режима проверяется по формуле

где t₀ - температура окружающей среды, t₀ = 20°;

k - коэффициент теплопередачи, k = 8,5…17,5 Вт/(м²·град);

А - свободная поверхность охлаждения корпуса редуктора определяется по формуле

С учетом оребрения площадь увеличена на 35%,

А=0,31+0,35*0,31=0,42м²

ш-коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментальную плиту или раму машины, ш=0,3.

Тепловой режим удовлетворительный.



3. Расчеты валов

3.1 Пространственные схемы сил на входном и выходном валах

Рис. 4. Пространственная схема сил на входном валу

3.2 Определение реакций в опорах на входном и выходном валах

Определение реакций в опорах на входном валу

Расчет вала совмещают с его конструированием и проводят в несколько этапов: приближенное определение исходного диаметра вала; конструирование вала; уточненный расчет вала.

На этапе приближенного определения исходного диаметра вала известен лишь крутящий момент, численно равный передаваемому на вал вращающему моменту, определенному при силовом и кинетическом расчете привода. Учитывая это, при выполнении прочностных расчетов условное обозначение крутящего момента принимаем совпадающим с обозначением вращающего момента - T.

Рассматриваемый этап расчета вала выполняют для определения диаметров его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники. При этом диаметр d выходного конца вала рассчитывают из условия прочности на кручение.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении

где T - крутящий момент, Н;

[ф]_к - допускаемое напряжение при кручении, [ф]_к = 10…20 МПа. При этом меньшее значение [ф]_к - для быстроходных валов, большее - для тихоходных.

Принимаем [ф] к = 10 МПа

Если рассматриваемый выходной конец вала соединяется с валом электродвигателя муфтой, то полученное значение d корректируют по условию

где d_э - диаметр вала электродвигателя

Принимаем диаметр выходного конца вала под муфту ,

Принимаем диаметр вала под подшипники

Червяк изготавливаем за одно целое с валом.

Длина вала под муфту

l = (1,0…1,5) d=1,25·26=32 мм

Определение реакций в опорах на входном валу

Действующие на колесо силы в зацеплении при передаче максимального из длительно действующих вращающих моментов: окружная F_t1 = F_t1max = 644 H; радиальная F_r1 = F_r1max = 937 H; осевая F_a1 = F_a1max = 2577 H.

Определенная для того же вращающего момента консольная сила, действующая на вал со стороны муфты.

Радиальную силу F_к на валу от упругой муфты вычисляют по формуле

где C_p - радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении валов, Н/мм (табл. 13.2);

Принимаем втулочно-пальцевую муфту МУВП 250 ГОСТ 21424-93

где Т_н =125 Н?м.-номинальный вращающий момент муфты по каталогу,

?-радиальное смещение валов, мм: принормальнойточностимонтажа?=до0,3…0,7 мм

Частота вращения вала n_II = 1435 мин-¹, крутящий момент на валуM_кII = T_II = 16,1Н?м. Делительный диаметр колесаd_w1 = d₁ = 50 мм. Вал установлен на двух подшипниках 46306 по ГОСТ831-75. Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность K = 2,5. СрокслужбыL_h=8000 ч.

ВализготовленизсталиСт5соследующимихарактеристикамистатической прочности и сопротивления усталости (см. табл. 13.1):временное сопротивление у_в = 520 МПа; предел текучестиу_т=280МПа; пределтекучестиприкрученииф_т=150МПа;ф_т = 150МПа; пределвыносливостиприизгибеу-₁ = 220МПа; предел выносливости при кручении ф-₁ = 130 МПа; коэффициентчувствительностиматериалакасимметриицикланапряженийш_ф=0. Вал изготовлен без поверхностного упрочнения.

Диаметральные размеры вала: d_м=25 мм; d_п=30 мм.

Линейные размеры вала: l_т=210 мм; l_0п=70 мм;

Решение.

Горизонтальная плоскость ZOX:

Проверка

Вертикальная плоскость ZOY:



Проверка

Определение максимальных реакций опор (максимальных радиальных нагрузок на подшипники):

Ведомый вал

Расстояние между подшипниками на валах червячного редуктора определяется согласно рекомендациям, изложенным ниже; окончательное расстояние устанавливают при конструировании редуктора.

Величину зазора a между вращающейся деталью и внутренней поверхностью стенки редуктора определяют по зависимости:

где L - наибольшее расстояние, измеренное в диаметральном направлении между наружными поверхностями цилиндрических зубчатых колес или червячного колеса и червяка, мм;

При известной длине ступицы колеса, если она выступает по обе стороны колеса, принимают



L1 = l_ст2 + 2a=80+2·11=102 мм.

Выбор типа и размеров подшипников качения

Для рассматриваемой червячной передачи в соответствии с рекомендациями в качестве опор вала червяка выбираются подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии - 46306 с геометрическими параметрами d = 30 мм, D = 72 мм, b = 19 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом напряжении

где [ф] к = 20 МПа

Принимаем диаметр выходного конца вала ,

Принимаем диаметр вала под подшипники

Принимаем диаметр вала под червячное колесо

Длина вала под муфту

l = (1,0…1,5) d=1,25·40=50 мм

В соответствии с рекомендациями в качестве опор выходного вала выбирают роликоподшипники конические однорядные легкой серии 7210 с геометрическими параметрами d = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, б = 12…16°, r = 2 мм. Коэффициент осевого нагружения e = 0,42.

Конструирование червяков и червячных колес.

Червяки обычно выполняют в виде цельных конструкций, причем диаметр впадин витков червяка df 1 должен быть больше диаметра расположенной рядом шейки (d0), что необходимо для выхода инструмента при нарезании червяка.

В целях упрощения снятия заусенцев на заходных частях нарезной части червяка выполняют фаски под углом 15…30°.

Для предохранения от осевого смещения, возможного вследствие уменьшения натяга из-за разного линейного расширения материалов, венец дополнительно закрепляют винтами. После сборки выступающие головки винтов срезают. Необходимое число винтов (z) определяют из условия прочности на смятие бронзы при заданном крутящем моменте на колесе T2

где [у] cт = 0,3ут = 0,3·100=30МПа - допускаемое напряжение смятия для бронзы.

Принимаем z=4 шт.

Рисунок 5. Конструкция червячного колеса

Таблица 2. Размеры конструктивных элементов червячных колес

Размеры конструктивного элемента	Расчетные значения
Диаметр ступицы dcт	(1,6…1,8) dk=1,6·55=90 мм
Длина ступицы lст2	(1,0…1,8) dk=1,4·55=80 мм
Толщина диска С	(0,2…0,3) b2=0,25·45=12 мм
Толщина обода венца S	? 2,5m=2,5·5=12,5 мм
Толщина буртика h	0,15b2=0,15·45=7
Высота буртика t	0,8h=0,8·7=5,6 мм
Толщина обода центра S0	(1,2…1,3) S=1,25·12,5=16 мм
Фаска f	0,5m=0,5·5=2,5 мм

3.2 Определение реакций в опорах на выходном валу

Действующие на колесо силы в зацеплении при передаче максимального из длительно действующих вращающих моментов: окружная F_t2 = F_t2max = 2577 H; радиальная F_r2 = F_r2max = 937 H; осевая F_a2 = F_a2max = 644 H. Определенная для того же вращающего момента консольная сила, действующая на вал со стороны муфты.

Радиальную силу F_к на валу от упругой муфты вычисляют по формуле

где C_p - радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении валов, Н/мм (табл. 13.2);

Принимаем втулочно-пальцевую муфту МУВП 500 ГОСТ 21424-93

где Т_н =500 Н?м. - номинальный вращающий момент муфты по каталогу,

? - радиальное смещение валов, мм: при нормальной точности монтажа?=до0,3…0,7 мм

Частота вращения вала n_III = 73,8 мин-¹, крутящий момент на валуM_кIII = T_III = 257,7Н?м. Делительный диаметр колесаd_w2 = d₂ = 210 мм. Вал установлен на двух конических роликовых подшипниках 7210 (легкой серии) по ГОСТ 333-79. Схема установки подшипников «врастяжку». Опоры А и В являются шарнирно-неподвижными, первая (опора А) фиксирует вал в осевом направлении и воспринимает внешнюю осевую силу F_Аmax. Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность K = 2,5. Расположение цепной передачи горизонтальное, привод нереверсивный. СрокслужбыL_h=8000 ч.

ВализготовленизсталиСт5соследующимихарактеристикамистатической прочности и сопротивления усталости (см. табл. 13.1):временное сопротивление у_в = 520 МПа; предел текучестиу_т=280МПа; пределтекучестиприкрученииф_т=150МПа;ф_т = 150МПа; пределвыносливостиприизгибеу-₁ = 220МПа; предел выносливости при кручении ф-₁ = 130 МПа; коэффициент чувствительности материала касимметрии цикла напряжений ш_ф=0. Вал изготовлен без поверхностного упрочнения.

Диаметральные размеры вала: d_м=40 мм; d_п=50 мм; d_к3=55 мм.

Линейные размеры вала: l_т=110 мм; l_0п=85 мм;

Решение.

Проверочный расчет вала на статическую прочность

Горизонтальная плоскость ZOX (плоскость разъема между корпусом и крышкой редуктора):



Проверка

Вертикальная плоскость ZOY:

Проверка

Определение максимальных реакций опор (максимальных радиальных нагрузок на подшипники):



3.3 Построение эпюр моментов на выходном валу

Рис. 3. Cилы, действующие на выходной вал



3.4 Проверочный расчет тихоходного вала

Предположительно наиболее опасными являются сечения

А-А - место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентраторы напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал и ступенчатый переход с галтелью (является краевым сечением, где при посадках с натягом имеет место максимальная концентрация напряжений);

Б-Б - место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентраторы напряжений - посадка с натягом ступицы колеса на вал и ступенчатый переход с галтелью (также является краевым сечением).

Определим силовые факторы и напряжения для опасных сечений.

Сечение А-А

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Крутящий момент MкIII = TIII = 257.7 Н?м.

Используя табл. 13.3 для сечения I-I (dп3 = 55 мм), определяем

W = 14 510 мм³, Wр = 30 800 мм³.

Напряжение изгиба в сечении А-А



Напряжение кручения в сечении А-А

Эквивалентное напряжение в сечении А-А

Сечение Б-Б

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б

Крутящий момент MкIII = TIII = 257.7 Н?м.

Используя табл. 13.3 для сечения I-I (dК3 = 55 мм), определяем

W = 14 510 мм³, Wр = 30 800 мм³.

Напряжение изгиба в сечении А-А



Напряжение кручения в сечении А-А

Эквивалентное напряжение в сечении Б-Б

Проверка вала на статическую прочность ведем по сечению А-А, как наиболее опасному:

Вычислим частные коэффициенты запаса прочности по пределу текучести по нормальным и касательным напряжениям при коэффициенте перегрузки :

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

При отношении по таблице ; следовательно , т.е. статическая прочность обеспечена.

Проверочный расчет вала на сопротивление усталости

В опасном сечении А-А два концентратора напряжений, устанавливаем наиболее опасный.

Посадкаснатягом(соединениевнутреннегокольцаподшипникасшейкойвала).

Потабл.13.12приу_в=520МПаидиаметревалаd_п3=55 мм, имеем

Галтель (ступенчатый переход с галтелью).

По таблице при 6 квалитетеПо таблице Вал без упрочнения, поэтому.

Определяем коэффициенты снижения предела выносливости

;

Определим амплитуду напряжений и среднее напряжение цикла (симметричный цикл):

(от нулевого цикла для нереверсивных валов).

Суммарное число циклов нагружения:



Коэффициент режима работы

Приведенное число циклов нагружения:

Коэффициент долговечности при m =6 для посадок с натягом

Учитывая , принимаем .

Приведенные амплитудные значения напряжений

,

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям ():



Коэффициент запаса прочности для сечения I-I

Сопротивление усталости вала обеспечено в сечении I-I:

3.5 Расчет подшипников на долговечность и грузоподъемность входного и выходного валов

Расчёт подшипников на долговечность входного вала

Максимальные длительно действующие силы (соответствующие максимальному из длительно действующих вращающему моменту Т = Т_max и с учетом консольных сил, воспринимаемых свободным концом вала):F_rAmax=1553H, F_rBmax=2024H, F_Amax=2577H(F_rAmax, F_rBmax - максимальные радиальные нагрузки на подшипники, радиальные реакции опор; F_Amax - максимальная внешняя осевая сила, действующая навал, для рассматриваемого примера F_Amax = F_amax, гдеF_amax - осевая сила в зацеплении). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы t_раб =50°С. Предварительно выбраны подшипники - 46306. Для выбранных подшипников С_r = 32600H.

Для нагрузочных режимов, заданных блоком нагружения (T ? const, n = const), определим коэффициент режима нагружения (коэффициент приведения нагрузки)



Вычисляем приведенные нагрузки

Для шариковых подшипников X = 1; Y = 0, V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Тогда для опоры А:

P_rА = V·F_rА·k_Б·k_T = 1?792?1,3?1 = 1030H.

Тогда для опоры В:

P_rB = V·F_rB·k_Б·k_T = 1?1032?1,3?1 = 1342H.

Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%, a₂₃ = 0,6 (обычные условия применения) и p = 3 (шариковый подшипник)

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника меньше базовой динамической грузоподъемности: Сr т < Cr (19380 < 32 600). Имея запас по динамической грузоподъемности подшипники серии 46306 - пригодны для использования в качестве опор вала редуктора.

Для подшипника более нагруженной опоры вычисляем расчетный ресурс

Требуемый ресурс меньше расчетного

Подшипники серии 46306 с запасом по ресурсу пригодны для использования в качестве опор вала редуктора.

Расчёт подшипников на долговечность выходного вала

Максимальные длительно действующие силы (соответствующие максимальному из длительно действующих вращающему моменту Т = Т_max и с учетом консольных сил, воспринимаемых свободным концом вала):F_rAmax=2928H, F_rBmax=3911H, F_Amax=644H(F_rAmax, F_rBmax - максимальные радиальные нагрузки на подшипники, радиальные реакции опор; F_Amax - максимальная внешняя осевая сила, действующая навал, для рассматриваемого примера F_Amax = F_amax, где F_amax - осевая сила в зацеплении). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы t_раб =50°С.  Предварительно выбраны конические роликовые подшипники легкойсерии-7210. Для выбранных подшипников С_r = 70400H, е=0,42, Y = 1,4. Схема установки подшипников - «враспор». Опоры А и В являются шарнирно-неподвижными, первая - воспринимает внешнюю осевую силу F_Amax (см. рис. 14.2).

Для нагрузочных режимов, заданных блоком нагружения (T ? const, n = const), определим коэффициент режима нагружения (коэффициент приведения нагрузки)

Вычисляем приведенные нагрузки

Определим осевые составляющие (F_eA, F_eB) от действующихна подшипник приведенных радиальных нагрузок и осевые рас-четные нагрузки на подшипники (F_aA, F_aB).

Отношение F_aA / (V·F_rA) = 1427/(1 ? 2082) = 0,68, что больше e = 0,42 (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Тогда для опоры А:

X = 0,4 (для конических роликовых подшипников); Y = 1,6.

Отношение F_aB / (V·F_rB) = 969/(1 ? 2781) = 0,35, что меньше e = 0,42. Тогда для опоры B: X = 1; Y = 0.

Эквивалентные динамические радиальные нагрузки для подшипников при k_Б = 1,3 и k_Т = 1 (t_раб< 100°C) в опорах А и В:

P_rА = (V·X·F_rA + Y·F_aA) ·k_Б·k_T

P_rА =(1? 0,4 ?2082 + 1,6 ?1427) ?1,3 ?1 = 4051 H;

P_rB = V·F_rB·k_Б·k_T = 1?2781?1,3?1 = 3615 H.

Для подшипника более нагруженной опоры В вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%, a₂₃ = 0,6 (обычные условия применения) и p = 10/3 ? 3,33 (роликовый подшипник)

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника меньше базовой динамической грузоподъемности: Сr т < Cr (6905<70400). Имея значительный запас по динамической грузоподъемности конические подшипники легкой серии - 7210 пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора.

Для подшипника более нагруженной опоры вычисляем расчетный ресурс

Требуемый ресурс меньше расчетного

Подшипники легкой серии 7210 с запасом по ресурсу пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора.



4. Проверочные расчеты соединений

4.1 Расчёт шпоночного соединения

Ведущий вал

Рассматриваем соединение (муфты) с призматической шпонкой ГОСТ 23360.

При d=25 имеем bxh=8x7, глубина пазов на валу и в ступице: t₁=4 мм, t₂=3,3 мм. Длина шпонки l=35 мм.

Расчет шпоночного соединения проводится по напряжениям смятия и среза. При проверке шпоночного соединения на смятие боковой поверхности:

Для материала шпонки - сталь 45110…190 МПа, следовательно

При проверке шпоночного соединения на срез по поперечному сечению:

70…100 МПа.

Условие прочности выполняется.

Ведомый вал

Рассматриваем соединение (червячного колеса) с призматической шпонкой ГОСТ 23360.

При d=55 имеем bxh=16x10, глубина пазов на валу и в ступице: t₁=6.0 мм, t₂=4.3 мм. Длина шпонки l=70 мм.

Расчет шпоночного соединения проводится по напряжениям смятия и среза. При проверке шпоночного соединения на смятие боковой поверхности:

Для материала шпонки - сталь 45110…190 МПа, следовательно

При проверке шпоночного соединения на срез по поперечному сечению:

70…100 МПа.

Условие прочности выполняется.

Рассматриваем соединение (муфты) с призматической шпонкой ГОСТ 23360.

При d=40 имеем bxh=12x8, глубина пазов на валу и в ступице: t₁=5 мм, t₂=3.3 мм. Длина шпонки l=60 мм.

Расчет шпоночного соединения проводится по напряжениям смятия и среза. При проверке шпоночного соединения на смятие боковой поверхности:



Для материала шпонки - сталь 45110…190 МПа, следовательно

При проверке шпоночного соединения на срез по поперечному сечению:

70…100 МПа.

Условие прочности выполняется.



5. Выбор и расчет муфты

В зависимости от конструктивно-эксплуатационных особенностей машины муфты могут выполнять ряд дополнительных функций: обеспечивать возможность соединения валов при их не - соосности, снижать динамические нагрузки, устранять резонансные явления и гасить крутильные колебания в приводе; включать и выключать привод, а также защищать его детали от поломок при перегрузках.

Для муфт, широко применяемых в машиностроении, разработаны стандарты и нормали [9]. Подбор стандартных, расчет и конструирование оригинальных муфт является составной частью курсового проектирования деталей машин.

При подборе муфт также учитываются диаметры соединяемых валов и предельная частота вращения

При выборе типа муфты учитываются:

– условия работы привода;

– конструктивные особенности;

– технологические особенности;

– компенсирующие и амортизирующие свойства;

– экономические соображения.

Муфты упругие втулочно-пальцевые предназначены для соединения соосных валов при передаче крутящего момента от 6,3 до 16000 Нм и уменьшения динамических нагрузок при угловых, радиальных и осевых смещениях валов.

Конструкция муфты МУВП:

1. Полумуфта электродвигателя

2. Полумуфта

3. Палец

4. Кольцо

5. Втулка упругая (набор колец)

6. Шайба

7. Гайка

8. Винт установочный

9. Кольцо стопорное

Рис. 7. Эскиз муфты МУВП

Условия эксплуатации:

· работа длительная до 24 ч. в сутки или с периодическими остановками;

· частота вращения не более величины, указанной в таблице технических характеристик;

· вращение в любую сторону;

· климатические исполнения - У1, У2, УЗ, УХЛ-4, Т1, Т2, ТЗ и О4 по ГОСТ 15150.

Стандартные и нормализованные муфты подбираются по расчетному крутящему моменту

где в =1.25 - коэффициент запаса;

Р - передаваемая мощность, кВт;

n - частота вращения вала муфты, мин-1;

[Т] - допускаемый крутящий момент, Н?м.

Расчет муфты на ведущем валу

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую

МУВП-125 ГОСТ21424-75, с параметрами d=25 мм, , D=120 мм, n_max=4600 об/мин.

Расчет муфты на выходном валу

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую

МУВП-500 ГОСТ21424-75, с параметрами d=40 мм, , D=2200 мм.n_max=3600 об/мин.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80…100 ⁰C.

На ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки укладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.



Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, изд. 7-е в 3-х т. - М.: Машиностроение, 1992 г.

2. Арбузов М.О., Некрасов А.Я., Соболев А.Н. Основы проектирования машин: учеб. пособие / М.О. Арбузов, А.Я. Некрасов, А.Н. Соболев. - М.: ФГБОУ ВО МГТУ «СТАНКИН», 2017. - 116 с.: ил.

3. Гуревич Ю.Е., Выров Б.Я. Расчеты деталей машин: учебное пособие. 3-е изд. М.: Изд-во МГТУ «Станкин», 2007. 238 с.

4. Детали машин. Атлас конструкций. Под редакцией Д.Н. Решетова. Изд. 5-е в двух частях - М.:Машиностроение, 1992.

5. Дмитриева Л.А. Детали машин и основы конструирования. Краткий курс. Примеры расчетов: учебное пособие для вузов / Л.А. Дмитриева. - М.:ИД «Спектр», 2013. - 276 с.: ил.

6. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. 6-е-М.: Высш. шк., 2000 г. -447 с.

7. Жуков К.П., Гуревич Ю.Е. Атлас конструкций механизмов узлов и деталей машин: учебное пособие. В 2-х ч. Изд-во МГТУ «Станкин», 2000. Ч. 1. 204 с.; Ч. 2. 254 с.

8. Жуков К.П., Гуревич Ю.Е. Проектирование деталей и узлов машин: учебник для вузов. 2-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение, 2014. - 648 с.: ил.

9. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр.: М.:Высш. шк., 2005. - 309 с.: ил.

10. Ряховский О.А. Детали машин: учебник для вузов / под ред. О.А. Ряховского. - 3-е изд. - М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. - 520 с.

11. Справочник технолога-машиностроителя. Под ред. А.Г. Косиловой. В 2-х т. - М.: Машиностроение, 1985.

12. Санюкевич Ф.М., С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие - 2-е изд., испр. и доп. - Брест: БГТУ, 2004. - 488 с.

13. Дремук В.А., Горелько В.М. Расчет валов: учебн.-метод. пособие-Барановичи 2007.

Размещено на Allbest.ru

...