Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Расчётно графическое задание - Проектирование привода к ленточному конвейеру - файл Курсовик.docx


Расчётно графическое задание - Проектирование привода к ленточному конвейеру
скачать (206.1 kb.)

Доступные файлы (4):

Вал под колесо_2.cdw
Кинематическая схема привода.cdw
Колесо.cdw
Курсовик.docx142kb.14.10.2011 19:53скачать

содержание
Загрузка...

Курсовик.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...
Задание:

Спроектировать привод ленточного конвейера, включающий электродвигателя асинхронный обдуваемый закрытый серии АИР исполнения IM 1081, компенсирующую муфту, одноступенчатый однопоточный редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами внешнего зацепления, валы в горизонтальной плоскости, клиноременную передачу.
Исходные данные:

Мощность на рабочей машине P=3 кВт

Частота вращения приводного вала рабочей машины n=140 мин-1

Срок службы привода a=4 года

Коэффициент годового использования Kгод=0,6

Коэффициент суточного использования Kсут=0,33
^ Представить следующие материалы:
Текстовые:

расчетно-пояснительная записка на формате A4
Графические:

компоновка редуктора на формате A2 (М 1:1)

рабочие чертежи двух деталей на формате А3 (М 1:1)



Содержание

Введение

1. Кинематическая схема привода …………………………………………………………..5

2. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода…………………………6

3. Расчет закрытой зубчатой передачи………………………………………………………7

4. Расчет открытой передачи…………………………………………………………………13

5. Предварительный расчет валов………………………………………………………..…..16

6. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса………………………...…………..17

7. Проверка шпоночных соединений………………………………………………………...18

8. Проверка долговечности подшипников…………………………………………………...19

9. Проверочный расчет валов………………………………………………………………….22

10. Смазка редуктора и смазочные устройства………………………………………………26

11. Выбор муфт…………………………………………....……………………………………26

Список литературы......................................................................................................................28



Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вра

щения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора разме

щены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направ

лении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повыше

ние вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацепле

нии пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.



Рис 1. Кинематическая схема привода

1. Электродвигатель

2. Ведущий шкив

3. Ведомый шкив

4. Шестерня

5. Колесо

6. Компенсирующая муфта

7. Приводная станция рабочей машины

8. Натяжная станция рабочей машины

I. Вал двигателя

II. Входной вал редуктора

III. Выходной вал редуктора

IV. Приводной вал рабочей машины

V. Натяжной вал рабочей машины



2. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчеты привода

^ 1. Расчет КПД привода.

η=ηз.п∙ηп2∙ηм∙ηрем.пер

где ηз.п - КПД зубчатой передачи; ηз.п=0,97

ηп- КПД подшипников качения; ηп=0,99

ηм- КПД муфты; ηм=0,98

ηрем.пер - КПД ременной передачи; ηрем.пер=0,95, таблица 1.1 [3].

η=0,97∙0,992∙0,98∙0,95=0,88

^ 2. Расчет потребляемой мощности электродвигателя.

P=Pвыхη

P=3∙1030,88=3,4 кВт

Выбираем мощность двигателя Pном =4 кВт

n, об/мин

типоразмер

S, %

TпTн

nном, об/мин

u

3000

100S2

3,3

2,0

2901

20,72

1500

100L4

4,7

2,0

1430

10,21

1000

112MB6

5,1

2,0

949

6,78

750

132S8

4,1

1,8

719

5,13


^ 3. Расчет уменьшающей частоты вращения валов двигателя за счет трения

n=nc(1-s)

n1=30001-0,033=2901 мин-1

n2=15001-0,047=1430 мин-1

n3=10001-0,051=949 мин-1

n4=7501-0,041=719 мин-1

^ 4. Скорость вращения тихоходного вала

n=nномi

n=143010,21=140об/мин

Согласно рассчитанным данным выбираем по каталогу электродвигатель 100L4 трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин.

^ 5. Передаточное число редуктора

u=u1∙u2

где u1 – передаточное число клиноременной передачи; u1=2,5

u2 – передаточное число редуктора; u2=4,1

u=2,5∙4,1=10,25

^ 6. Расчет угловой скорости

ω=π∙n30

ω=3,14∙143030=150 рад/с


7. Расчет вращающего момента на валу электродвигателя

Tэ=Pω

Tэ=3,4∙103150=22,7 Н∙м
^ 8. Расчет вращающего момента на быстроходном валу редуктора

T1=Tэ∙ηрем.пер∙u1∙ηп

T1=22,7∙0,95∙2,5∙0,99=53,37 Н∙м

9. Расчет вращающего момента на выходном валу редуктора

T2=T1∙ηз.п∙u2

T2=53,37∙0,97∙4,1=212,25 Н∙м

^ 10. Частоты вращения валов

n1=nдв=1430обмин

n2=n1i1=14302,5=572обмин

n3=n2i2=5724,1=140обмин
3. Расчет закрытой передачи

1. Расчет зубчатых колес редуктора

Для колеса и шестерни выбираем материал сталь 40Х, вид термообработки – улучшение. Твердость поверхности шестерни: 260…300 HB1 (среднее 280 HB); колеса: 230…260 HB2 (среднее 245 HB).

^ 2. Расчет допускаемых контактов напряжения для зубьев шестерни и колеса

σH1,2=σHLim1,2SH∙zN1,2

где σHLIm1- предельное контактное напряжение, зависит от термообработки. При HB<350

SH = 1,1 – коэффициент безопасности запаса прочности

σHLim1=1,8…2HB1+68…70=2∙HB1+70=2∙280+70=630 МПа

σHLim2=1,8…2HB2+68…70=2∙HB2+70=2∙245+70=560 МПа

^ 3. Срок службы редуктора

LH=a∙365∙Kгод∙24∙Kсут

где a – срок службы в годах; a=4 года

Kгод – коэффициент годового использования; Kгод=0,6

Kсут – коэффициент суточного использования; Kсут=0,33

LH=4∙365∙0,6∙24∙0,33=6937,92 ч

^ 4. Число циклов нагружения зубьев колеса (эквивалентное число циклов)

NH1=60∙n1∙LH∙c

где c – число зацеплений зуба за один оборот колеса

NH1=60∙572∙6937,92∙1=238,11∙106 циклов

NH2=60∙n2∙LH∙c

NH2=60∙140∙6937,92∙1=58,28∙106 циклов

^ 5. Базовое эквивалентное число циклов

NHE1,2=μ∙NH1,2

где μ - коэффициент эквивалентности

NHE1=1∙238,11∙106=238,11∙106 циклов

NHE2=1∙58,28∙106=58,28∙106 циклов

^ 6. Базовое число циклов перемены напряжений

NHG1=30∙HB12,4=30∙2802,4=22,4∙106 циклов≤120∙106

NHG2=30∙HB22,4=30∙2452,4=16,26∙106 циклов≤120∙106

7. Коэффициент долговечности

zN1=6NHG1NHE1
zN1=622,4∙106238,11∙106 =0,67

принимаем zN1=1

zN2=6NHG2NHE2
zN2=616,26∙10658,28∙106=0,81

принимаем zN2=1

^ 8. Допускаемое контактное напряжение

σH1=6301,1∙1=572,73 МПа

σH2=5601,1∙1=509,1 МПа

Из двух значений рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем для косозубых цилиндрических передач, у которых зубья шестерни значительно тверже зубьев колеса за расчетное принимаем:

σH=0,5σH1+σH2≤1,25∙σH min

где σH min меньшее из значений σH1 и σH2

σH=0,5572,73+509,1=540,915 МПа

1,25∙σH min=1,25∙509,1=636,375 МПа

σH=540,9≤636,375

^ 9. Допускаемые напряжения изгиба

σF1,2=σFlim1,2SF1,2·YA·YN1,2

где σFlim – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба

SF – коэффициент запаса прочности; SF=1,2 [3] (для стали с видом термообработки – улучшение).

YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки; YA=1

YN - коэффициент долговечности
YN1,2=6NFGNFE1,2 ≥1 но ≤4

где NFG – базовое число циклов; NFG=4·106 - для всех сталей

NFE – эквивалентное число циклов

При переменных режимах нагрузки NFE определяют по формуле:

NFE1,2=μF·NF1,2

μF=1



NF1=NH1=238,11·106

NF2=NH2=58,28·106

Подставляем в формулу:

NFE1=1·238,11·106=238,11·106 циклов

NFE2=1·58,28·106=58,28·106 циклов

YN1=64·106238,11·106=0,51

YN2=64·10658,28·106=0,64

Значения YN1 и YN2 принимаем равными 1.

Предел выносливости σFlim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки

σFlim1,2=1,8·HB

где HB - среднее значение твердости материала


Для шестерни:

σFlim1=1,8·260+3002=504 МПа

Для колеса:

σFlim2=1,8·230+2602=441 МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

σF1=504 1,2·1·1=420 МПа

σF2=4411,2·1·1=367,5 МПа

^ 10. Проектный расчет зубчатой передачи

a'w=Ka(u2+1)3T2·KHβ·103σH2·u22·ψba

где Ka=43,0 МПа

ψba - относительная ширина колес; ψba=0,315

KHβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KHβ выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1]; KHβ=1,05

a'w=434,1+13212,25·103·1,05540,9152·4,12·0,315=114,9 мм

Принимаем aw=125 мм (ГОСТ 2185-66) [1]

^ 11. Определение модуля передачи

Ширина венца зубчатого колеса:

b2=b=ψba·aw

b2=b=0,315·125=39,37 мм

Принимаем b2=40 мм

Ширина венца шестерни:

b1=b2+2…4

b1=40+2…4=43 мм

Предварительно принимаем:

а) угол наклона зуба β'=15°;

б) число зубьев шестерни z'=17

Определяем максимальный модуль зацепления:

mmax=2·aw·cosβ'z'(u+1)

mmax=2·125·cos15°17(4,1+1)=2,78

Оптимальный модуль зацепления:

mопт=b2·sinβ'π

mопт=40·sin15°3,14=2,48

Номинальный модуль зацепления:

mn=2,5

Суммарное число зубьев передачи:

z∑=2·aw·cosβ'mn

z∑=2·125·cos15°2,5=96,6

Округляем до z∑=97

Угол наклона зуба:

cosβ=z∑·mn2·aw

cosβ=97·2,52·125=0,97

β=arccosβ=14,07

Число зубьев шестерни:

z1=z∑u+1

z1=974,1+1=19
Число зубьев колеса:

z2=z∑-z1

z2=97-19=78

Действительное передаточное число:

ud=z2z1

ud=7819=4,11

Δ=4,1-4,114,1·100=0,24%≤4% условие соблюдено



^ 12. Основные геометрические размеры шестерни и колеса

Определяем делительный диаметр

Для шестерни:

d1=mn·z1cosβ

d1=2,5·19cos14,07=48,96 мм

Для колеса:

d2=mn·z2cosβ
d2=2,5·78cos14,07=201,04 мм

Определяем диаметры вершин зубьев

Для шестерни:

da1=d1+2·mn

da1=48,96+2·2,5=53,96 мм

Для колеса:

da2=d2+2·mn

da2=201,04+2·2,5=206,04 мм

Определяем диаметр впадин

Для шестерни:

df1=d1-(ha*+c*)·2·mn

где ha*=1; c*=0,25.

df1=48,96-(1+0,25)·2·2,5=42,71мм

Для колеса:

df2=d2-(ha*+c*)·2·mn

df2=201,04-(1+0,25)·2·2,5=194,79 мм

Определяем высоту зуба

h=2,25·mn

h=2,25·2,5=5,625 мм

Определяем ширину венца шестерни и колеса

Рабочая ширина венца колеса: b2=0,315·125=39,375 мм≈40 мм

Рабочая ширина венца шестерни: b1=39,375+2…4=44,375 мм≈44 мм

Проверяем величину межосевого расстояния

aw=0,548,96+201,04=125 мм

^ 13. Проверка контактной выносливости рабочей поверхности зубьев колес

σHp=1,18·T1·KHβ·KHV·Eпр(ud+1)dw12·b1·sin2α·ud≤σH

где T1 – вращающий момент на быстроходном валу редуктора

KHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

KHV – коэффициент внутренней динамической нагрузки

Eпр - приведенный модуль упругости; Eпр=2,1·105 МПа

dw1 - начальный диаметр колеса

b1 – рабочая ширина зубчатого венца колеса

Величину вращающего момента T1 определим по формуле:
T1=T2ud·ηз.п

T1=212,25·1034,11·0,97=53,24·103 Н·м

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта KHβ выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1]: KHβ=1,05 .

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки KHV необходимо рассчитать окружную скорость в зацеплении V, м/с

V=π·d2·n360·1000

V=3,14·201·14060·1000=1,47мс

В зависимости от значения V по таблице, приведенной в [1], назначаем класс точности передачи – 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки KHV=1,02.

σHp=1,18·53,24·103·1,05·1,02·2,1·1054,11+148,962·40·sin2·20·4,11=579,95 МПа

Допускаемое контактное напряжение σH=540,915 МПа, т.е. неравенство не соблюдается σHp>σH.

В результате проверки выявилась существенная перегрузка >10 % , то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колес возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по формуле:

bwуточ=bw·σHpσH2

bwуточ=40·579,95540,9152=45,98 мм

Принимаем b2=46 мм.

σH нов=540,92≤540,915 МПа

^ 14. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

σF1,2=Ft·KFβ· KFV·YF1,2mn·bwуточ≤σF1,2

где Ft – окружное усилие в зацеплении колес;

KFβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

KFV – коэффициент внутренней динамической нагрузки;

YF1,2 - коэффициент формы зуба.

1) Окружное усилие в зацеплении колес определяем по формуле:

Ft=2·T1d1

Ft=2·53,24·10348,96=2174,84 Н

2) Радиальное усилие в зацеплении колес определяем по формуле:

Fr=Ft·tanαcosβ

Fr=2174,84·tan20cos14,07=816,06 Н

3) Осевое усилие в зацеплении колес определяем по формуле:

Fa=Ft· tanβ

Fa=2174,84· tan14,07=545,07 Н


Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KFβ выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1]; KFβ=1,05.

В зависимости от значения окружной скорости V по таблице, приведенной в [1], назначаем степень точности передачи – 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки KFV=1,04.

zv1=z1cos3β

zv1=19cos314,07=20,82

zv2=z2cos3β

zv1=78cos314,07=85,46

YF1,2 - коэффициент формы зуба; определяем по таблице 4.7 [2].

YF1=4,07

YF2=3,61
σF1=Ft·KFβ· KFV·YF1mn·bwуточ

σF1=2174,84·1,05· 1,04·4,072,5·46=84,05 МПа

σF2=Ft·KFβ· KFV·YF2mn·bwуточ

σF1=2174,84·1,05· 1,04·3,612,5·46=74,55 МПа

Допускаемые напряжения изгиба: σF1=233,67 МПа; σF2=256,58 МПа, неравенство соблюдается.


4. Расчет открытой передачи

Мощность Pном =4 кВт, nном=1430об/мин.

Выбираем клиновой ремень нормального сечения А;

вращающий момент 15...60 Н·м; d1min=90 мм.

^ 1. Расчет диаметра ведущего шкива

d1=d1min·1…2=90·1…2=90…180 мм

Принимаем d1=100 мм.

2. Расчет диаметра ведомого шкива

d2=d1·u11-ε

где ε – коэффициент упругого скольжения; ε=0,01.

d2=100·2,51-0,01=247,5 мм

Согласно таблице [2] принимаем d2=250 мм.

^ 3. Расчет фактического передаточного числа

uф=d2d1(1-ε)

uф=2501001-0,01=2,52

Δu=uф-u1u1 ·100%

Δu=2,52-2,52,5 ·100%=0,8% ≤3%

Неравенство соблюдается.

^ 4. Расчет ориентировочного межосевого расстояния

a≥0,55d1+d2+h(H)

где h(H) - высота сечения клинового ремня;

Значение берем из таблицы [3]: hH=8.

a≥0,55100+250+8=200,5 мм
^ 5. Расчет длины ремня

l=2a+π2d2+d1+d2-d124a

l=2·200,5+3,142250+100+250-10024·200,5=978,83 мм

Принимаем l=1000 мм.

6. Уточнение межосевого расстояния по стандартной длине

a=182l-πd2+d1+[2l-πd2+d1]2-8d2-d12

a=182·1000-3,14250+100+2·1000-3,14250+1002-8250-1002=211,83 мм

Принимаем a=212 мм.

^ 7. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива

α1=180°-57°d2-d1a

α1=180°-57°250-100212=139,66°≥120°

8. Определение скорости ремня v, м/с

v=π·d1·n160·1000≤v

v=3,14·100·143060·1000=7,48мс

v=25мс- для узких клиновых ремней.

v≤v- неравенство выполняется.

^ 9. Определение частоты пробегов ремня U, с-1

U=vl≤[U]

где [U] - допускаемая частота пробегов; U=30 с-1

U=7,481=7,48 с-1≤30 с-1

U≤[U] - неравенство выполняется.

^ 10. Определение допускаемой мощности, передаваемой одним клиновым ремнем.

Pп=P0·Cp·Cα·Cl·Cz

где P0 – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем; P0=1,60 кВт. Значение берем из таблицы 5.5 [2];

Cp - коэффициент динамической нагрузки и длительности работы; Cp=1.

Cα – коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве; Cα=0,89.

Cl – коэффициент влияния отношения расчетной длины lp к базовой l0; Cl=0,89.



Cz - коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи; Cz=0,95 (z=2…3).

Значения коэффициентов Cp, Cα, Cl, Cz берем из таблицы 5.2 [2].

Pп=1,60·1·0,89·0,89·0,95=1,20 кВт

^ 11. Расчет количества клиновых ремней.

z=PномPп

z=3,41,20=2,8

Принимаем z=3.

12. Расчет силы предварительного натяжения.

F0=850·Pном·Clz·v·Cα ·Cp

F0=850·3,4·0,893·7,48·0,89 ·1 =128,79 Н
^ 13. Расчет окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней.

Ft=Pном·103v

Ft=3,4·1037,48=454,54 Н

14. Расчет силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей.

F1=F0+Ft2·z

F1=128,79+454,542·3=204,55 Н

F2=F0-Ft2·z

F2=128,79-454,542·3=53,03 Н

^ 15. Расчет силы давления ремней на вал.

Fоп=2·F0·z·sinα12

Fоп=2·128,79·3·sin139,662=725,35 Н

16. Проверочный расчет прочности ремня по max напряжениям в сечении ведущей

ветви.

σmax=σ1+σn+σv≤σp

где σ1 – напряжение растяжения, Н/мм2.

σn - напряжение изгиба, Н/мм2.

σv - напряжение от центробежных сил, Н/мм2.

σp – допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2; σp=15 Нмм2 - для клиновых ремней.

1) σ1=F0A+Ft2·z·A

где A – площадь поперечного сечения ремня, A=81 мм2, табл. К31 [2].

σ1=128,7981+454,542·3·81=2,52 Нмм2

2) σn=Eиhd1



где Eи - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней,

Eи=90 мм2.

h - высота сечения клинового ремня, h=8 мм. Таблица К31 [2].

σn=90·8100=7,2 Нмм2
3) σv=ρ·v2·10-6

где ρ – плотность материала ремня, кг/м3; ρ=1325 кг/м3.

σv=1325·(7,48)2·10-6=0,07 Нмм2

σmax=2,52+7,2+0,07=9,79 Нмм2

σmax≤σp - неравенство выполняется.
5. Проектный расчет валов

1. Ведущий вал.

Определение диаметра концевого участка вала

d1=3T1·16π·[τk]

где T1 - вращающий момент на быстроходном валу редуктора; T1=53,37 кН·м.

[τk] - допускаемое напряжение на кручение [3];

τk=15…20 МПа - для стали 40Х.

Выбираем наименьшее значение, т.е. τk=15МПа


d1=353,37·103·163,14·15=26,26 мм

Округляем до стандартного значения d1=28 мм [3].

Диаметр d2 под подшипник

d2=d1+2·t

где t - высота буртика. Зависит от диаметра концевого участка вала d1; t=2,2; таблица 7.1 [2].

d2=28+2·2,2=32,4 мм

Округляем до стандартного значения d2=35 мм. [2]

Диаметр d3 под шестерню

d3=d2+3,2·r

где r – радиус скругления; r=2; [2].

d3=35+3,2·2=41,4 мм

Округляем до стандартного значения d3=42 мм
^ 2. Ведомый вал.

Определение диаметра концевого участка вала

d1=3T2·16π·τk

где T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора; T2=212,25 кН.

d1=3212,25·103·163,14·20=37,81 мм

Округляем до стандартного значения d1=38 мм [3].



Диаметр d2 под подшипник

d2=d1+2·t

где t=2,5мм [2].

d2=38+2·2,5=43 мм

Округляем до стандартного значения d2=45 мм. [2]

Диаметр под колесо d3≥d2, d3=48 мм.
6. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса

^ 1. Размер колеса.

Диаметр ступицы:

dст=1,5·d3

dст=1,5·48=72 мм

Принимаем dст=72 мм.

Длина ступицы:

lст=1,2·d3

lст=1,2·48=57,6 мм

Принимаем lст=58 мм.

Ширина торцов зубчатого венца:

S=2,2·m+0,05·b2

S=2,2·2,5+0,05·40=7,5 мм

Принимаем S=8 мм

Толщина диска:

C=0,35·b2

C=0,35·40=14 мм

Принимаем C=14 мм.


^ 2. Размер корпуса.

Толщина стенки корпуса и крышки

δ=0,025·a+1

δ=0,025·125+1=4,125 мм

Принимаем δ=8 мм

Толщина фланцев корпуса и крышки

p=1,5·δ

p=1,5·8=12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

pн=2,5·δ

pн=2,5·8=20 мм

Диаметры болтов

1) фундаментных

d1≈0,03…0,036·a+12

d1≈0,03…0,036·125+12=15,75 мм

Принимаем болт с резьбой М16.

2) крепления крышки к корпусу у подшипников

d2≈0,7…0,75·d1

d2≈0,7…0,75·16=11,2 мм

Принимаем болты с резьбой М12.

3) крепления крышки к корпусу

d3≈0,5…0,6·d1

d3≈0,5…0,6·16=9,6 мм

Принимаем болты с резьбой М10.



7. Проверка шпоночных соединений

Принимаем призматические шпонки по ГОСТ 23360-75, материал сталь 40Х, допускаемые напряжения σсм≤110 МПа для стальных деталей и σсм≤55 МПа для чугунных ступиц.

Входной вал.

Шпонка на выходном конце вала: d1=28 мм; b=8 мм; h=7 мм; t1=4 мм; l=36 мм.

σсм=2·T1dh-t1(l-b)

σсм=2·53,24·103287-436-8=45,27 МПа

Выходной вал

Шпонка на выходном конце вала: d1=38 мм; b=10 мм; h=8 мм; t1=5 мм;

l=45 мм.

σсм=2·T2dh-t1(l-b)

σсм=2·212,25·103388-545-10=106,39 МПа

Шпонка под колесом: dк=48 мм; b=14 мм; h=9 мм; t1=5,5 мм;

l=50 мм.

σсм=2·T2dh-t1(l-b)

σсм=2·212,25·103489-5,550-14=70,18 МПа
Условие прочности выполнено для всех шпонок.

8. Проверка долговечности подшипников.

8.1. Ведущий вал.

1. Плоскость YZ.

momA=Fr·l1+Fa·d12-RBy·l1+l2+Fоп·(l1+l2+l3)=0

RBy=Fr·l1+Fa·d12+Fоп·l1+l2+l3l1+l2

RBy=816,06·54,5+545,07·48,962+725,35·54,5+54,5+7054,5+54,5=1721,62 Н

-RAy-RBy+Fr+Fоп=0

RAy=RBy-Fr-Fоп=1721,62-816,06-725,35=180,21 Н

2. Плоскость XZ.


momA=Ft·l1-RBx·l1+l2=0

RBx=Ft·l1l1+l2

RBx=2174,84·54,554,5+54,5=1087,42 Н

RAx+RBx-Ft=0

RAx=Ft-RBx

RAx=2174,84-1087,42=1087,42 Н


3. Радиальные нагрузки на подшипник.

RA=RAx2+RAy2= 1087,422+180,212 =1102,25 Н

RB=RBx2+RBy2= 1087,422+1721,62 2 =2036,28 Н
Рис. 1

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре B.

4. Определение эквивалентной динамической нагрузки.

1) FaFr=545,072036,28=0,27

где Fr- максимальная нагрузка на подшипник; Fr=RB=2036,28Н

2) FaC0r=545,0713700=0,04

где C0r- статистическая грузоподъемность; C0r=13700 Н

e - коэффициент влияния осевого нагружения; e=0,26

FaFr>e

Pэ=(x·Fr·V+y·Fa)·Кб·Кт

где x – коэффициент радиальной нагрузки; x=0,56

y - коэффициент осевой нагрузки; y=1,71

V - коэффициент вращения кольца; V=1 (вращается внутреннее кольцо)

Кб - коэффициент безопасности; Кб=1,3 таблица 7.6 [2]

Кт – температурный коэффициент; Кт=1 таблица 9.5 [2]
Pэ=(0,56·2036,28·1+1,71·545,07)·1,3·1=2694,1 Н



5. Определение долговечности подшипника.

Lh факт=a1·a2,3·CrPэp·10660·n

где a1 - коэффициент надежности; a1=1

a2,3 - коэффициент, учитывающий свойства подшипника;

a2,3=0,75 (для шарикоподшипников)

Cr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника; Cr=25500 Н

p – показатель степени кривой усталости (p=3 для шарикоподшипников)

n - частота вращения подшипника, равна частоте вращения вала; n=572обмин

Lh факт=1·0,75·255002694,13·10660·572=18530,77 ч

Срок службы редуктора LH=6937,92 ч

Lh факт>LHподшипник выбран верно.
8.2. Ведомый вал

1. Плоскость YZ.

momC=Fr·l1+Fa·d22-RDy·l1+l2=0

RDy=Fr·l1+Fa·d22l1+l2

RDy=816,06·55,5+545,07·201,04255,5+55,5=901,64 Н

RCy-RDy+Fr=0

RCy=RDy-Fr=901,64-816,06=85,58 Н

2. Плоскость XZ.


momC=Ft·l1-RDx·l1+l2=0

RDx=Ft·l1l1+l2

RDx=2174,84·55,555,5+55,5=1087,42 Н

RCx+RDx-Ft=0

RCx=Ft-RDx

RCx=2174,84-1087,42=1087,42 Н

3. Плоскость YZ.

Ft2=2·T2dзв=2·212,25·103141,49=3000,21 Н

dзв=z·tπ=14·31,753,14=141,49 мм

Fм=0,25·Ft2=0,25·3000,21 =750,05 Н

momC=-RMD·l1+l2+Fм·l1+l2+l3=0

RMD=Fм·l1+l2+l3l1+l2

RMD=750,05·55,5+55,5+103,7555,5+55,5=1451,11 Н

RMC-RMD+Fм=0

RMC=RMD-Fм=1451,11 -750,05=701,06 Н
4. Радиальные нагрузки на подшипник.

RC=RCx2+RCy2+RMC=1087,42 2+85,582+701,06=1791,84 Н

RD=RDx2+RDy2+RMD=1087,42 2+901,642+1451,11=2863,71 Н


Рис.2

Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре D.

5. Определение эквивалентной динамической нагрузки.

1) FaFr=545,072863,71 =0,19

где Fr- максимальная нагрузка на подшипник; Fr=RB=2863,71 Н

2) FaC0r=545,0718600=0,029

где C0r- статистическая грузоподъемность; C0r=18600 Н

e - коэффициент влияния осевого нагружения; e=0,22

FaFr<e

Pэ=Fr·V·Кб·Кт

где V - коэффициент вращения кольца; V=1 (вращается внутреннее кольцо)



Кб - коэффициент безопасности; Кб=1,3 таблица 7.6 [2]

Кт – температурный коэффициент; Кт=1 таблица 9.5 [2]

Pэ=2863,71·1·1,3·1=3722,82 Н

6. Определение долговечности подшипника.

Lh факт=a1·a2,3·CrPэp·10660·n

где a1 - коэффициент надежности; a1=1

a2,3 - коэффициент, учитывающий свойства подшипника;

a2,3=0,75 (для шарикоподшипников)

Cr - базовая динамическая грузоподъемность подшипника; Cr=33200 Н

p – показатель степени кривой усталости (p=3 для шарикоподшипников)

n - частота вращения подшипника, равна частоте вращения вала; n=572обмин

Lh факт=1·0,75·332003722,823·10660·140=63325,72 ч

Срок службы редуктора LH=6937,92 ч

Lh факт>LHподшипник выбран верно.
9. Проверочный расчет валов

1. Ведущий вал

Выбираем материал вала сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270 HB,

предел прочности σв=900 МПа, предел текучести στ=650 МПа,

σ-1=410 МПа, τ-1=230 МПа.

1. Определение момента сопротивления при изгибе W и при кручении Wк

W=π·d332

W=3,14·35332=4209,24 мм3

где d – диаметр вала под подшипник; d=35 мм

Wк=π·df1316

Wк1=3,14·42,71316=15297,43 мм3

Wк2=3,14·35316=8418,47 мм3
2. Определение амплитуды симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе и амплитуды от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала.

τa1,2=τv=0,5·τmax=0,5·T1·103Wк1,2

τa1=τv=0,5·53,37·10315297,43=1,74 МПа

τa2=τv=0,5·53,37·1038418,47=3,17 МПа

3. Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении.

Sτ=τ-1DKτD·τa+ψτD·τm

где KτD – коэффициент концентрации напряжений;

τ-1D - предел выносливости вала;

ψτD – коэффициент асимметрии цикла.

KτD=KτKdτ+1KFτ-1KV

где KτKdτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений; KτKdτ=2,5 табл. 10.13 [2].

KFτ – коэффициент, учитывающий качество поверхности; KFτ=0,93 табл.10.8 [2].

KV – коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения; KV=1, т.к поверхностного упрочнения нет.

KτD=2,5+10,93-11=2,57

ψτD=ψτKτD

где ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

ψτ=0,1 табл.10.6 [2].

ψτD=0,12,57=3,89·10-2

τ-1D=τ-1KτD

τ-1D=2302,57=89,49

Sτ1=89,492,57·1,74+3,89·10-2·1,74=19,71

Sτ2=89,492,57·3,17 +3,89·10-2·3,17 =10,82

4. Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе.

Sσ1,2=σ-1DKσD·σa+ψσD·σm

где KσD - коэффициент концентрации напряжений

σa, σm - коэффициент амплитуды напряжения цикла; σm=0, т.к. осевой нагрузки нет

ψσD- коэффициент асимметрии цикла; ψσD=0,2

KσD=(KσKdσ+1KFσ-1)KV

где KσKdσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

KσKdσ=4,15 табл. 10.13 [2];

KFσ – коэффициент, учитывающий качество поверхности; KFσ=0,91 табл.10.8 [2]

KσD=(4,15+10,91-1)1=4,25

σa=M1,2·1030,1·d3

где M1,2 - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.

M1,2=Mx2+My2

M1=93,842+59,262=110,98 Н·м

M2=50,772=50,77 Н·м

σa1=110,98·1030,1·42,713=14,24

σa2=50,77·1030,1·353=11,84

σ-1D=σ-1KσD

σ-1D=4104,25=96,47

Sσ1=96,4714,24=6,77

Sσ2=96,4711,84=8,15

5. Определение коэффициента запаса прочности.

S1,2=Sσ1,2·SτSσ1,22+Sτ2

S1=6,77·19,716,772+19,712=6,4

S2=8,15·10,828,152+10,822=6,51

Коэффициент запаса прочности больше допустимого (S=1,5…2,5), следовательно, прочность вала обеспечена.

^ 2. Ведомый вал

Выбираем материал вала сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270 HB,

предел прочности σв=900 МПа, предел текучести στ=650 МПа,

σ-1=410 МПа, τ-1=230 МПа.

1. Определение момента сопротивления при изгибе W и при кручении Wк

W1=π·d1332-b·t1(d-t1)22d

W1=3,14·48332-14·5,5(48-5,5)22·48=9408,58 мм3

W2=π·d2332

W2=3,14·45332=8946,17 мм3

где d1 – диаметр вала под колесом; d1=48 мм

d2 – диаметр вала под подшипник; d2=45 мм

Wк1=π·d316-b·t1(d-t1)22d

Wк1=3,14·48316-14·5,5(48-5,5)22·48=20265,92 мм3

Wк2=π·d316

Wк2=3,14·45316=17892,35 мм3

2. Определение амплитуды симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе и амплитуды от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала.

τa=τv=0,5·τmax=0,5·T2·103Wк

τa1=τv=0,5·212,25·10320265,92=5,24 МПа

τa2=τv=0,5·212,25·10317892,35=5,93 МПа
3. Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении.

Sτ=τ-1DKτD·τa+ψτD·τm

где KτD – коэффициент концентрации напряжений;

τ-1D - предел выносливости вала;

ψτD – коэффициент асимметрии цикла.


KτD=KτKdτ+1KFτ-1KV

где KτKdτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений; KτKdτ=2,6 табл. 10.13 [2].

KFτ – коэффициент, учитывающий качество поверхности; KFτ=0,93 табл.10.8 [2].

KV – коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения; KV=1, т.к поверхностного упрочнения нет.

KτD=2,6+10,93-11=2,67

ψτD=ψτKτD

где ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

ψτ=0,1 табл.10.6 [2].

ψτD=0,12,67=3,74·10-2

τ-1D=τ-1KτD

τ-1D=2302,67=86,14

Sτ1=86,142,67·5,24+3,74·10-2·5,24=6,07

Sτ2=86,142,67·5,93+3,74·10-2·5,93=5,36
4. Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе.

Sσ=σ-1DKσD·σa+ψσD·σm

где KσD - коэффициент концентрации напряжений

σa, σm - коэффициент амплитуды напряжения цикла; σm=0, т.к. осевая нагрузка мала;

ψσD- коэффициент асимметрии цикла; ψσD=0,2.

KσD=(KσKdσ+1KFσ-1)KV

где KσKdσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

KσKdσ=4,4 табл. 10.13 [2];

KFσ – коэффициент, учитывающий качество поверхности; KFσ=0,91 табл.10.8 [2]

KσD=(4,4+10,91-1)1=4,5

σa=M·1030,1·d3

где M - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.

M1=Mx2+My2+Mm

M1=-50,042+60,352 +38,91=117,31 Н·м

M2=Mm2

M2=77,822=77,82 Н·м

σa1=117,31·1030,1·483=10,61

σa2=77,82·1030,1·453=8,54

σ-1D=σ-1KσD

σ-1D=4104,5=91,11

Sσ1=91,1110,61=8,59

Sσ2=91,118,54=10,67

5. Определение коэффициента запаса прочности.

S1,2=Sσ1,2·Sτ1,2Sσ1,22+Sτ1,22

S1=8,59·6,078,592+6,072=4,96

S2=10,67·5,3610,672+5,362=4,79

Коэффициент запаса прочности больше допустимого (S=1,5…2,5), следовательно, прочность вала обеспечена.

10. Смазка редуктора и смазочные устройства

Для смазывания передач применяем картерную систему смазки. При окружной скорости колеса 1,47 м/с и максимальных контактных напряжениях 579,95 МПа выбираем сорт масла И-Г-А – 68 (табл. 10.29 [2]). Уровень масла назначаем таким, чтобы колесо погружено в масло на 10 мм.

Для замены масла предусмотрено сливное отверстие, закрытое резьбовой пробкой, для контроля уровня масла – контрольное отверстие, закрытое такой же пробкой.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов и для защиты от попадания извне пыли и влаги используются манжетные уплотнения.

11. Выбор муфт

Вал редуктора и приводной вал рабочей машины соединяются компенсирующей цепной муфтой по ГОСТ 20742-93. Номинальный крутящий момент муфты Tн=500Н·м. Число зубьев z=14, шаг t=31,75 мм.


Расчетный момент

Tр=k·T1

где k - коэффициент режима нагрузки; k =1,3 табл.10.26 [2]

Tр=1,3·212,25=275,925Н·м

Tр≤Tн, условие выполняется, муфта пригодна




^ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Л.В. Курмаз, О.Л. Курмаз Конструирование узлов и деталей машин. Справочное ученбно-методическое пособие – М: Высшая школа, 2007. – 455 с.: ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. -

2-е издание, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт, - Б. ц.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин. - 3-е издание, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО “Альянс”, 2005. - 416 с.

4. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е издание, испр. - М.: Высшая школа, 2008. - 408 с.: ил.




Скачать файл (206.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru