Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Окружное усилие на барабане F_t, кН- 2,25

Окружная скорость ленты конвейера _V, м/с 1,2

Диаметр барабана D_б, мм 250

Срок службы редуктора L_h, лет 5

Глава 1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1. Мощность вала барабана:

P_в = F_t?V = 2,25?1,2 = 2,7 [кВт]

2. Определяем общий КПД привода:

_общ. = _рп ? _зп ? _м. ? _пк³

_рп. = 0,95 - КПД ременной передачи

_зп. = 0,97 - КПД зубчатой передачи

_м. = 0,98 - КПД муфты

_пк. = 0,99 - КПД подшипников качения

_общ. = 0.95 ?0.97 ?0.98 ?0.99³=0,876

3. Определяем требуемую (расчетную) мощность двигателя:

Р_{эд.треб .}= Р_в./ _общ. = 2,7/0,876 = 3,08[кВт]

4. Определим частоту вращения выходного вала:

n_в = n₄ = 60?1000?V / р?D_б = 60?1000?1,2 / 3,14?250 = 91,72 [об/мин]

5. Выбираем двигатель 4АМ100S4У3

P_ном = 2,2 [кВт] , n_дв = 1425 [об/мин], n_{дв.синх.}= 1500[об/мин]

 , d₁=28мм, l₁=60 мм

6. Определим общее передаточное число привода:

U_общ = щ_вход /щ_выход = n_дв/n_в(4) = 1435 / 91,72= 15,66

7. Определим передаточное число редуктора:

U_общ = U_рп ? U_зп (привода)

U_зп. = U_общ / U_рп = 15,66 / 2,5 = 6,3 (редуктора)

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

1. Определим частоты валов:

n₁= n_дв = 1435 [об/мин]

n₂ = n₁/U_рп = 1435/2,5 = 574 [об/мин]

n₃ = n₂/U_зп = 574/6,3 = 91,1 [об/мин]

n₄ = n₃ = 91,1[об/мин]

?n=((|n₄- n_в |)/ n_в) ?100%=((|91,1-91,72|)/91,72) ?100%=0,68% ? 4%

2. Определим угловые скорости на валах:

щ_ном = р? n_ном /30 = 3,14?1435/30 =150,19[рад/с]

щ₂ = р? n₂ /30 = 3,14?574 /30 = щ_ном / U_рп =150,19 /2,5 = 60,08 [рад/с]

щ₃ = р? n₃ /30 = 3,14?91,1/30 = щ₂ / U_зп = 60,08 /6,3 =9,5[рад/с]

щ₄ = щ₃ = 9,5[рад/с]

4. Определим вращающие моменты на валах:

T_вых= F_t?D/2=2,25?250/2=281,25[Н?м]

Т₃ = T_вых /_м?_пк=281,25/0,99/0,98=289,9[Н?м]

Т₂= Т₃/ U_зп/_зп/_пк=289,9/6,3/0,97/0,99=47,9[Н?м]

T_дв= Т₂/ U_рп/_рп/_пк= 47,9/2,5/0,95/0,99=20,37 [Н?м]

Наименование вала	Момент Т, Н?м	Частота вращения n, об/мин
Вал двигателя(ведущий шкив ременной передачи)	20,37	1435
Быстроходный вал редуктора (ведущий вал)	47,9	574
Тихоходный вал редуктора (ведомый вал)	289,9	91,1
Приводной вал конвеера	281,25	91,1

Глава 2. Расчет клиноременной передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

· Мощность на ведущем шкиве, кВт .. 3,00

· Частота вращения ведущего шкива, об/мин 1435

· Передаточное отношение передачи. 2.50

· Режим нагружения передачи . ..легкий

· Тип передачи . . . . . .. клиноременная

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

Диаметры шкивов, мм:

ведущего d1 . 112

ведомого d2 . . 280

Фактическое передаточное отношение i 2,53

Межосевое расстояние a, мм .. 383

Угол между ветвями передачи г, градус . 25

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

ведущего б₁ ..155

ведомого б₂ . ..205

Ремень: клиновый нормального сечения

обозначение сечения ремня ..А

длина ремня L, мм.1400

Число ремней . . . 3

Скорость ремня v, м/c . .. 8

Сила предварительного натяжения ремня F₀, Н . 644

Силы в ветвях работающей передачи, H:

в ведущей ветви F₁ . . . 823

в ведомой ветви F₂ .. 466

Силы действующие на валы передачи, F_b, Н . ..1261

Вращающий момент на ведущем валу, Н•м.20,0

Число пробегов ремня r,. 7

Ресурс ремня t_p, ч . ..6250

Глава 3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Колесо	Марка стали	Термообработка	Предельные размеры	Твердость зубьев
			Dпр	Sпр	Сердцевика НВ	Поверхность НB
Шестерня	40Х	Улучшенная	125	80	269302	269302	900
Колесо	40Х	Улучшенная	200	125	235262	235262	790

HВ_1ср = HB

НВ_2ср =НВ;

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

1. Определение допускаемых контактных напряжений,

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

циклов;

циклов;

Ресурс, ч:

Число перемены циклов(наработка):

N₁=60?n₂?L_h=60?57.4?20323=701?10⁶ циклов;

N₂=60?n₃?L_h=60?91,1?20323=111?10⁶ циклов;

Т.к. и то и .

б) Определяем допускаемые контактные напряжения и , (по табл.3.1):

[]_но=1,8НВ_ср+67

[]_но1=1,8*285,5+67=580,9 МПа

[]_но2=1,8*248,5+67=514,3 МПа

Выбираем для проектного расчета 514,3МПа

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

МПа

МПа

2. Определение допускаемых напряжений изгиба :

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. и то и .

б) Определяем допускаемые напряжения изгиба и , МПа

МПа - для шестерни;

МПа - для колеса.

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни

и колеса , МПа:

МПа; МПа.

Расчет по менее прочному колесу

МПа.

Таблица 3,1:

Эл-т передачи	Марка стали	Термооб-работка	НВ1ср	[у]H	[у]F
			НВ2ср	МПа
Шестерня	40X	У	285,5	580,9	294
Колесо		У	248,5	514,3	256

3.3 Расчет закрытой цилиндрической передачи

1. Определяем межосевое расстояние.

Предварительное значение межосевого расстояния , мм

Окружная скорость

Определяем межосевое расстояние , мм:

,

где - вспомогательный коэффициент для шевронных передач;

U - передаточное число редуктора;

Т₃ - вращающий момент на быстроходном валу редуктора, ;

- коэффициент ширины венца для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

-допускаемое контактное напряжение, МПа;

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактных линий.

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Округляя по ряду , получаю мм.

2. Предварительные основные размеры колеса.

мм - делительный диаметр колеса;

мм - ширина

-округляем до стандартного числа.

3. Определяем модуль зацепления т, мм:

,,

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

-допускаемое напряжение изгиба материала колес с менее прочным зубом, МПа;

Т₃ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ;

-коэффициент нагрузки при расчете по напряжению изгиба.

-коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения.

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

-коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Округляя, получаем 1,5

4. Определяем угол наклона зубьев для шевронных колес:

- минимальный угол наклона зубьев шевронных колес.

5. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес :

.

6. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач :

.

7. Определяем число зубьев шестерни :

(для исключения подрезания зубьев).

8. Определяем число зубьев колеса :

.

9. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного :

; .

9. Определение основных геометрических параметров передачи, мм

d₁=mZ₁/ cosв d₂=2-d₁ делительный диаметр

d_a1=d₁+2m d_a2=d₂+2m диаметр вершин зубьев

d_f1=d₁-2,5m d_f2=d₂-2,5m диаметр впадин зубьев

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм	D1=36 da1=39 df1=32,25	D2=224 da2=227 df2=220,25

3.4 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

Проверка межосевого расстояния

Проверяем контактные напряжения , МПа:

,

МПа

где=8400 Мпа^1/2 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

Н - окружная сила в зацеплении;

Н- радиальная сила в зацеплении.

Н- осевая сила в зацеплении.

- что соответствует допустимой норме при недогрузке.

4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , МПа:

; ,

Где: и - коэффициенты формы зуба и концентрацию напряжений. (определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса);

Для определения коэффициентов и , находим эквивалентное число зубьев шестерни и колеса :

; ;

;

;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

;

.

Таблица 4:

Проектный расчет
Межосевое расстояние	130мм	Модуль зацепления	1,5 мм
Ширина зубчатого венца: колеса		Диаметр делительной окружности: шестерни колеса
	52 мм		36 мм
			224 мм
Число зубьев: шестерни колеса		Диаметр окружности вершин: шестерни колеса
	22		39 мм
	135		227 мм
Вид зубьев	шевронные	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса
			32,25 мм
			220,25 мм
Проверочный расчет
Параметры	Допускаемое значение	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , МПа:	514,3	529,36	Погрешность 2,8%?4%
Напряжения изгиба, МПа		294	122,7
		256	112,8

Глава 4. Определение сил в зацеплении и консольных нагрузок на валы

4.1 Проектные расчеты валов

1. Нагрузки валов редуктора

Силы в зацеплении закрытой передачи

· Окружная

На шестерне F_t1=F_t2=2588,4 H

На колесе

· Радиальная

На шестерне F_r1=F_r2=439,5 H

На колесе

б=20⁰, в=25^o07'

· Осевая

На шестерне F_a1=F_a2=1210,8 H

На колесе

Консольные силы

· Клиноременная передача

F₀ = 644 H - сила предварительного натяжения ремня

Z = 3 - число ремней

б₁ = 155⁰ - угол обхвата малого шкива

F_оп = 3772,4H

· Муфта на тихоходном валу



Глава 5. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение Материал вала- Сталь 40Х

Принимаем []_к=10…20 МПа ; причем меньшие значения []_к - для быстроходных валов, большие []_к - для тихоходных.

[]_к1= 10 МПа - для быстроходного вала

[]_к2= 20 МПа - для тихоходного вала

5.2 Определение размеров ступней валов

Для быстроходного вала

а) 1-я ступень

М_к=Т-крутящий момент =47,9[Н?м]

l₁=(1,2…..1,5)?d₁ - под шкив ременной передачи

l₁=37,8мм

б) 2-я ступень

d₂ = d₁+2t

t - высота буртика t=2,2 мм

d₂ = 30 мм

l₂ = 1,5d₂=48,6 мм

в) 3-я ступень

d₃=d₂+3,2r

r - координаты фаски подшипника r=2мм

d₃=36,4мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень

d₄ = d₂ = 30мм

l₄ графически

Для тихоходного вала

а) 1-я ступень

М_к = Т - крутящий момент = 289,9[Н?м]

l₁ = (1,0…1,5)d₁ - под муфту

l₁ = 56,7 мм

б) 2-я ступень

d₂ = d₁+2t, t = 2,8 мм

d₂ = 50мм

l₂ = 1,25?d₂ = 62,5 мм

в) 3-я ступень

d₃ = d₂+3.2r

r - координаты фаски подшипника r = 3 мм

d₃ = 60 мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень

d₄ = d₂ = 50мм

l₄ = В = 25,5 мм

5.3 Выбор типа и схемы установки подшипника

Для быстроходного вала выбираем подшипник тяжелой серии 406

Для тихоходного вала выбираем подшипник средней серии 310

Подшипники роликовые конические однорядные. Устанавливаются враспор.

Обозначение	D	D	В	r	Cr, кН	C0r, кН
406	30	90	23	2,5	47	26,7
310	50	110	27	3	61,8	36,0

Ступень вала и ее параметры d, l	Вал - шестерня цилиндрическая Б	Вал колеса Т
1-я	d1	28	42
	l1	37,8	56,7
2-я	d2	30	50
	l2	48,6	62,5
3-я	d3	36,4	60
	l3	Графически	Графически
4-я	d4	30	50
	l4	23	27

5.4 Выбор муфты

1 Определение расчетного момента и выбор муфты

Т_р=К_рТ₂=1,375·289,9=398,6 Н·м

Для ленточных конвейеров К_р = 1,25…1,50

Длина муфты L=60 мм

5.5 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Параметр	Шестерня(1)	Колесо(2)
Окружная сила в зацеплении	Ft, Н	2588,4
Радиальная сила в зацеплении	Fr, Н	439,5
Осевая сила в зацеплении	Fa, Н	1210,8
Консольная сила от ременной передачи	FОП, Н	3772,4	-
Длина консоли под открытую передачу	?ОП, м	0,062	-
Длина консоли под муфту	?м, м	-	0,106
Консольная сила от муфты	Fм, Н	-	2128,3
Делительный диаметр	d, м	0,036	0,224
Длина вала между подшипниками	?, м	0,111	0,111

Быстроходный вал

Вертикальная плоскость

определяем опорные реакции, Н

;

;

;

Эпюра изгибающих моментов:

M_x1 = 0;

M_x2 = -F_ОП·(l_ОП+l_Б/2)+R_By·l_Б/2 = -106 Н·м

M_x3 = -F_ОП·l_ОП = -233,9Н·м

M_x4 = 0;

Горизонтальная плоскость.

Реакции опор:

Эпюра изгибающих моментов:

M_y1=0;

M_y2=-R_Ax·l_Б/2 =-103,9 H·м

M_y3=0

Эпюра крутящих моментов:

Н·м

Суммарные радиальные реакции опор:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость.

Реакции опор:

; ;

Эпюра изгибающих моментов:

M_x1= 0;

M_x2=0;

M_x3 =

M_x3= R_DY•l_Т/2=12,09H·м

M_x4 = 0;

Горизонтальная плоскость.

Реакции опор:

; ;

; ;

Эпюра изгибающих моментов:

M_y1= 0;

M_y2= -F_м•l_м= -225,6Н·м

M_y3 = -F_м•(l_м+l_Т/2)+R_CX•l_Т/2=-184,8 Н·м

M_y4 = 0;

Эпюра крутящих моментов:

Суммарные радиальные реакции опор:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

5.6 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Определение эквивалентной динамической нагрузки.

R_a=F_a=1210,8H X=0.56

R_r=R_B=6097,3 H C_0r1Б=26 700H

K_Б=1 С_0r2Т=36 000H

K_T=1 V=1

e₁=0,26 e₂=0,22

Y₁=1,71 Y₂=1,99

R_e=VR_rK_БK_T при e

R_e=1·6097,3·1·1=6097,3 Н

При ресурсе L_h=12·10³ часов

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала

a₁=1

a₂₃=0,8

С_rp1 ? C_r 48,4 ? 47,0

С_rp2 ? C_r 27,1 ? 61,8

5.6.2 Расчет подшипников на долговечность

Быстроходный вал

* Менять подшипники через каждые 10700 часов

Тихоходный вал

Глава 6. Технический проект

6.1 Конструкция и размеры зубчатого колеса

электродвигатель редуктор автомобиль подшипник

m = 1,5 мм

Обод

d_a = 227 мм - диаметр

b₂ =52 мм - ширина

S=2,2·m+0.05·b₂ =5,9- толщина

Ступица

d=d₃=52 - внутренний диаметр

d_ст=1,55·d = 93 мм - наружный диаметр

д_ст=0,3d = 18 мм - толщина

l_ст=1,35·d =81- длина

Диск

С=0,5(S+ д_ст)?0,25·b₂

C=11,95

6.2 Шпоночные соединения

Быстроходный вал

Диаметр вала Б	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза t1	Длина
	B	H
28	8	7	0,5	4	25

Тихоходный вал

Диаметр вала Т	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза	Длина
	B	H		Вала t1	Ступицы t2
42	12	8	0,5	5	-	40
60	18	11	0,5	7	4,4	50

6.3 Проверочный расчет шпонок

Условие прочности

F_t - окружная сила на шестерне/колесе

Быстроходный вал

64,17 - площадь смятия

- рабочая длина шпонки

Тихоходный вал

Первая ступень

100

Третья ступень

106,9

6.4 Проверочный расчет валов

Тихоходный вал

Первое сечение

Нормальные напряжения в опасных сечениях

- осевой момент сопротивления сечения вала

Н/мм²

Касательные напряжения

W_рнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала

М_к - крутящий момент

Н/мм²

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэфф. влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

K_F - коэфф. влияния шероховатости

Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала

Н/мм²

= 0.58 = 217,5

Н/мм²

Определить коэффициенты запаса прочности в опасном сечении

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Второе сечение

Нормальные напряжения в опасных сечениях

- осевой момент сопротивления сечения вала

Н/мм²

W_рнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала

М_к - крутящий момент

Н/мм²

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

 и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэфф. влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

K_F - коэфф. влияния шероховатости

Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала

Н/мм²

= 0.58 = 217,5

Н/мм²

Определить коэффициенты запаса прочности в опасном сечении

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Быстроходный вал

Первое сечение

Нормальные напряжения в опасных сечениях

Н/мм²

Касательные напряжения

W_рнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала

М_к - крутящий момент

Н/мм²

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэфф. влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

K_F - коэфф. влияния шероховатости

Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала

Н/мм²

= 0.58 = 237.8

Н/мм²

Определить коэффициенты запаса прочности в опасном сечении

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Второе сечение

Нормальные напряжения в опасных сечениях

Н/мм²

Касательные напряжения

W_рнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала

М_к - крутящий момент

Н/мм²

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэфф. влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

K_F - коэфф. влияния шероховатости

Определить пределы выносливости в расчетном сечении вала

Н/мм²

= 0.58 = 237.8

Н/мм²

Определить коэффициенты запаса прочности в опасном сечении

Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Глава 7. Смазывание. Смазочные устройства

а) Способ смазывания. При окружной скорости V = 1,2 м/с и контактном напряжении = 514,3 МПа, применяем непрерывное смазывание зубчатых колес жидким маслом картерным непроточным способом.

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях

Передача	Контактное напряжение ун , Н/мм2	Окружная скорость зубчатых передач х, м/с
		до 2
Зубчатая	До 600	И-Г-А-68

И - индустриальное

Г - для гидравлических систем

А - масло без присадок

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют и расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V = 0,4·Р_ном = 0,4·2,2 = 0,88 л.

г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса

m = 1,5 - модуль зацепления

д) Контроль уровня масла производится с помощью круглого маслоуказателя.

е) Для слива масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П./ Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений . - 9-е., издание., перераб. и доп. - М. ИЦ «Академия», 2006. - 496 с.

2. Шейнблит А. Е. / Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Изд. 2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2003. -

454 с.: ил., черт. - Б.ц.

Размещено на Allbest.ru

...