Реферат: Привод ленточного транспортера
ПОЯСНЮВАЛЬНАЗАПИСКА
до курсовогопроекту по Деталям машин
на тему:«Привод ленточного транспортера»
Виконав студент гр.
___________
Керівник проекту:
____________
Зміст
Вступ
1 Энергокинематический розрахунок приводу
2 Розрахунок клиноремінної (ланцюговий) передачі
3 Розрахунок зубчастих передач
3.1 Розрахунок швидкохідної ступіні редуктора
3.2 Розрахунок тихохідної ступіні редуктора
4 Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора
5 Розрахунок валів
5.1 Проектувальний розрахунок швидкохідного вала
5.2 Проектувальний розрахунок проміжного вала
5.3 Проектувальний розрахунок тихохідного вала
5.4 Перевірочний розрахунок тихохідного вала
6 Вибір підшипників
6.1 Вибір підшипників для швидкохідного вала
6.2 Вибір підшипників для проміжного вала
6.3 Вибір підшипників для тихохідного вала
7 Розрахунок шпонкових з'єднань
8 Вибір муфти
9 Вибір олії і системи змащення зубцюватих зачеплень іпідшипників
Список літератури
Вступ
Транспортёры (конвейеры)предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов илиштучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Ихшироко применяют для менанизирования разгрузочно — погрузочных работ, длятранспортирования изделий в технологических поточных линиях.
В настоящее времяизвестно большое количество разнообразных транспортирующих устройств,различающихся по принципу действия и по конструкции.
Все эти устройства можноразделить на две основные группы:
1. транспортирующиеустройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.
2. транспортирующиеустройства без тягового органа – гравитационные.
Независимо от типатягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:
· приводнаястанция, от которой тяговый орган получает движение
· тяговый орган сэлементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них
· рамаили ферма транспортёра
· поддерживающееустройство (катки, ролики)
· натяжная станция,которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа
Приводная станциявключает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительныемуфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводнойстанции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.
Натяжная станцияпозволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживатьтаким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовыхприменяются грузовые натяжные устройства.
В ленточных транспортёрахтяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная,прорезиненная.
/>
Дано: F = 2.8 кН;
V= 1,65 м\сек;
D = 200 мм.
Позначення насхемах:
1 –електродвигун, 2 – ремінна (ланцюгова) передача, 3 – редуктор,
4 – муфта, 5 –барабан.
F – окружнезусилля на барабані, V – швидкість стрічки, D – діаметр барабана.
1. Енергокінематічний розрахунокприводу
1.1 Определяемпотребляемую мощность привода:
/>Вт;
1.2 Определяем требуемуюмощность электродвигателя:
/>Вт;
где: />
1.3 Определяем угловуюскорость выходного вала:
/>рад/с
1.4 Определяем частотувращения приводного вала:
/>
1.5 Определяем требуемуючастоту вала электродвигателя:
/>
По табличным значениямвыбираем электродвигатель типа: АИР 132S4
Р=5,5кВт и n = 1445/>
1.6 Определяем общеепередаточное число привода:
/>
1.7 Определяемпередаточное число цепной передачи:
/>
1.8 Передаточное числоредуктора:
/>
1.9 Определяем частотувращения вала колеса быстроходной ступени редуктора:
/>об/мин
1.10 Определяем частотувращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора:
/>об/мин
1.11 Определяем частотувращения тихоходного вала:
/>об/мин
1.12 Определяем мощностьна валу электродвигателя:
/> Вт
1.13 Определяем мощностьна быстроходном валу редуктора:
/> Вт
1.14 Определяем мощностьна промежуточном валу редуктора:
/>Вт
1.15 Определяем мощностьна тихоходном валу редуктора:
/>Вт
1.16 Определяем мощностьна валу барабана:
/>Вт
1.17 Определяем мощностьна ленте:
/>Вт
1.18 Определяем угловуюскорость вала электродвигателя:
/>рад/с
1.19. Определяем угловуюскорость быстроходного вала:
/>рад/с
1.20 Определяем угловуюскорость промежуточного вала:
/>рад/с
1.21 Определяем угловуюскорость тихоходного вала:
/>рад/с
1.22 Определяем момент навалу электродвигателя:
/>
1.23 Определяем момент набыстроходном валу редуктора:
/>
1.24 Определяем момент напромежуточном валу редуктора:
/>
1.25 Определяем момент натихоходном валу редуктора:
/>
1.26 Определяем момент навалу барабана:
/>
1.27 Определяем момент наленте:
/>
2.Разрохунок ланцюгової передачі.
2.1 Выбираем число зубьевмалой звездочки по таблице при передаточном отношении U=1.47 и частоте вращения /> />
2.2 Определяем число зубьевбольшой звездочки
/> Округляем до целого.
2.3 Уточняем передаточноеотношении цепной передачи
/>
2.4 Коэффициентдинамической нагрузки/>
2.5 Коэффициент режима /> посколькупринята двухсменная работа передачи
2.6 Коэффициент наклонапередачи к горизонту />т.к. угол наклона передачи кгоризонту равен/>
2.7 Коэффициент способарегулировки натяжения цепи />
2.8 Коэффициент смазки изагрязнения передачи />. Предварительно принята скоростьцепи />
2.9 Коэффициентмежосевого расстояния />
2.10 Коэффициентэксплуатации:
/>
2.11 Коэффициент числазубьев:
/>
/> - базовое число зубьев
2.12 Коэффициент частотывращения:
/>
2.13 Расчетная мощность:
/>кВт
По таблице принимаем />кВт Этоймощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР – 25,4 – 56700
2.14 Определяем параметрыроликовой однорядной цепи:
Шаг цепи />мм
Разрушительная сила/>Н
Диаметр />мм
Ширина цепи />мм
Масса 1 метра цепи/>
2.15 Пригодностьвыбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу />мм, должно соблюдатьсясоотношение />25,4<50,8.Выбранная цепь пригодна для данных условий работы
2.16 Скорость цепи:
/>
По скорости уточняемкоэффициент смазки />
2.17 Межосевое расстояниецепной передачи:
/>мм
2.18 Длина цепи в шагах :
/>
Целое число шагов />
2.19 Уточняем межосевоерасстояние при длине цепи 116 шагов цепи:
/>
Передача работает лучшепри провисании холостой ветви цепи, поэтому расчетное межосевое расчетноеуменьшаем на (0,002…..0,004) />.
Окончательное межосевоерасстояние:
/>
Принимаем />мм
2.20 Усилия в передаче:
Окружное усилие:
/>Н
Натяжение цепи отцентробежных сил:
/>Н
Коэффициент провисанияравен />
Сила предварительногонатяжения от массы цепи:
/>Н
Давление цепи на вал:
/>Н
Натяжение ведущей ветви цепи:
/>Н
Натяжение ведущей цепи:
/>Н
2.21 Проверка передачи нарезонанс:
Критическая частотавращения ведущей звездочки:
/>об/мин
Границы зоны, опасной порезонансу:
меньшее значение:
/>об/мин
большое значение:
/>об/мин
Рабочая частота находитсяза пределами опасной зоны.
2.22 Размеры звездочек:
делительный диаметрведущей звездочки:
/>мм
делительный диаметрведомой звездочки:
/>мм
диаметр окружности вершинзубьев ведущей звездочки:
/>мм
диаметр окружности вершинзубьев ведомой звездочки:
/>мм
диаметр окружности впадинзубьев ведущей звездочки:
/>мм
диаметр окружности впадинзубьев ведомой звездочки:
/>мм
ширина зубчатого венцазвездочки для однорядной цепи:
/>мм
3. Разрохунокзубчатої передачі
3.1 Разрохунокшвидкохідної ступені редуктора
Заданныепараметры (Страница: 1)
Передача: быстроходная Косозубая внешнего зацепления
Типрасчета: Проектировочный
Стандартрасчета ГОСТ
Основные данные
Рабочий режим передачи
Средневероятный
Термообработка колес
Шестерня
Улучшение
Колесо
Улучшение
Расположение шестерни на валу
Несимметричное
Нереверсивная передача
Момент вращения на ведомом валу, Нм
43.21
Частота вращения ведомого вала, об./мин.
578.00
Передаточное число
2.50
Ресурс, час
14000.00
Число зацеплений
Шестерня
1
Колесо
1
Дополнительные данные
Коэффициент ширины колеса
0.315
РезультатыАPМ Trans(Страница 2)
Таблица1. Основная геометрия
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Межосевое расстояние
aw
71.000
мм
Модуль
m
0.500
мм
Угол наклона зубьев
8.338
град.
Делительный диаметр
d
40.933
101.068
мм
Основной диаметр
db
38.416
94.854
мм
Начальный диаметр
dw
40.933
101.068
мм
Диаметр вершин зубьев
da
41.933
102.068
мм
Диаметр впадин
df
39.683
99.818
мм
Коэффициент смещения
x
0.000
0.000
-
Высота зубьев
h
1.125
1.125
мм
Ширина зубчатого венца
b
25.000
23.000
мм
Число зубьев
z
81
200
-
Таблица 2. Свойства материалов
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Допускаемые напряжения изгиба
Fa
285.882
285.882
МПа
Допускаемые контактные напряжения
Ha
499.091
МПа
Твёрдость рабочих поверхностей
-
27.0
27.0
HRC
Действующие напряжения изгиба
Fr
182.985
182.642
МПа
Действующие контактные напряжения
Hr
494.957
МПа
Таблица 3. Силы
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Тангенциальная сила
Ft
855.065
Н
Радиальная сила
Fr
317.903
Н
Осевая сила
Fa
125.321
Н
Расстояние от торца колеса до точки приложения силы
B
12.500
мм
Плечо силы
R
20.466
мм
РезультатыАPМ Trans(Страница 3)
Таблица4. Параметры торцевого профиля
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин
a
23.633
21.671
град.
Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин
a
8.405
18.846
мм
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке
p
5.666
16.107
мм
Таблица 5. Параметры постоянной хорды
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Постоянная хорда зуба
sc
0.694
0.694
мм
Высота до постоянной хорды
hc
0.374
0.374
мм
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды
s
7.431
17.812
мм
Основной угол наклона зубьев
b
7.832
град.
Таблица 6. Параметры общей нормали
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Угол профиля
x
20.196
20.196
град.
Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью
w
7.236
17.897
мм
Длина общей нормали
W
14.607
36.131
мм
Число зубьев в общей нормали
znr
10
24
-
РезультатыАPМ Trans(Страница 4)
Таблица7. Параметры по хорде
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Заданный диаметр
dy
40.933
101.068
мм
Угол профиля в точке на заданном диаметре
y
20.196
20.196
град.
Окружная толщина зубьев на заданном диаметре
sty
0.794
0.794
мм
Угол наклона зубьев на заданном диаметре
v
8.338
8.338
град.
Половина угловой толщины зубьев
yv
1.076
0.436
град.
Толщина по хорде зуба
sy
0.785
0.785
мм
Высота до хорды зуба
hay
0.504
0.501
мм
Таблица 8. Контроль по роликам
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Диаметр ролика
D0
0.866
мм
Диаметр окружности проходящей через центр ролика
dD
41.295
101.438
мм
Торцевой размер по роликам
M
42.154
102.304
мм
Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика
d
21.523
20.756
град.
Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом
m
7.146
17.545
мм
Таблица9. Параметры взаимного положения профилей зубьев
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Шаг зацепления
p
1.476
мм
Осевой шаг
px
10.832
мм
Ход зубьев
pz
877.399
2166.417
мм
Таблица 10. Проверка качества зацепления
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении
zmin
17.097
-
Угол наклона линии вершины зубьев
a
8.539
8.419
град.
Нормальная толщина зуба на поверхности вершин
sna
0.400
0.413
мм
Радиальный зазор в зацеплении
c
0.125
0.125
мм
Коэффициент торцевого перекрытия
1.838
-
Коэффициент осевого перекрытия
2.065
-
Коэффициент перекрытия
3.903
-
Угол зацепления
tw
20.196
град.
РезультатыАPМ Trans(Страница 5)
Таблица11. Допуски колеса и шестерни
Описание
Символ
Шестерня
Колесо
Единицы
Минимально возможный зазор
jn min
13.000
мкм
Максимально возможный зазор
jn max
110.128
мкм
Предельное отклонение межосевого расстояния
fa
22.000
мкм
Класс точности
Np
8
-
Вид сопряжения
-
G
-
Класс отклонений межосевого расстояния
-
III
-
Минимальный возможный угол поворота
min
2' 20.69"
0' 56.98"
-
Максимальный возможный угол поворота
max
19' 51.82"
8' 2.69"
-
Допуск на радиальное биение зубчатого венца
Fr
0.028
0.038
мм
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура
EH
-0.028
-0.032
мм
Допуск на смещение исходного контура
TH
0.045
0.053
мм
Верхнее отклонение высоты зуба
ESH
-0.028
-0.032
мм
Нижнее отклонение высоты зуба
EIH
-0.073
-0.085
мм
Наименьшее отклонение средней длины общей нормали
EWm
-0.025
-0.031
мм
Допуск на среднюю длину общей нормали
TWm
0.015
0.016
мм
Верхнее отклонение средней длины общей нормали
ESWm
-0.025
-0.031
мм
Нижнее отклонение средней длины общей нормали
EIWm
-0.040
-0.047
мм
Наименьшее отклонение длины общей нормали
EW
-0.018
-0.022
мм
Допуск на длину общей нормали
TW
0.030
0.036
мм
Верхнее отклонение длины общей нормали
ESW
-0.018
-0.022
мм
Нижнее отклонение длины общей нормали
EIW
-0.048
-0.058
мм
3.2 Разрохунок тихоходноїпередачі
Выбираем материал итермическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.
Механическиехарактеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи Марка стали Термообработка HB1ср в []H []F HB2ср H/мм2 Шестерня 45 улучшение 290 890 Колесо 45 улучшение 220 7353.2.1 Определяем среднюютвердость рабочих поверхностей зуба шестерни
/>
Принимаем />
3.2.2 Определяем среднюютвердость рабочих поверхностей зуба колеса:
/>
Принимаем/>
Допускаемые напряжения
Допускаемые контактныенапряжения:
/>
3.2.3 Пределывыносливости для шестерни и колеса:
/>МПа
/>МПа
3.2.4 Коэффициентбезопасности />:
/>
3.2.5 Число оборотовшестерни и колеса:
/>об/мин
/>об/мин
3.2.6 Суммарное числоциклов переменны напряжений в зубьях
/>
Для шестерни
/>
Для колеса
/>
3.2.7 Эквивалентное числоциклов перемены напряжений:
/>
Для шестерни:
/>
Для колеса:
/>
3.2.8 Определяем базовыечисла циклов нагружения:
/>
/>
/>
3.2.9 Определяемкоэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:
/>
3.2.10 Определяем допускаемоконтактное напряжение для шестерни и колеса:
/>МПа
/>МПа
Допускаемые напряженияизгиба:
/>
3.2.11 Пределывыносливости для шестерни и колеса:
/>МПа
/>МПа
3.2.12 Эквивалентноечисло циклов перемены напряжений:
/>
Для шестерни:
/>
Для колеса:
/>
3.2.13 Определяемкоэффициент долговечности:
/>
где: /> - — базовое числоциклов для зубчатых колес;
для шестерни:
/>Принимаем />
Для колеса:
/> Принимаем />
3.2.14 Коэффициентучитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки />
/>
3.2.15 Коэффициент запасапрочности:
/> />
3.2.16 Коэффициентучитывающий способ получения заготовки:
/> />
3.2.17 Коэффициентбезопасности:
/> />
3.2.18 Допускаемыенапряжения изгиба шестерни и колеса:
/>
/>
3.2.19 Опрделяеммежосевое растояние
/>,
где Ка– коэффициент, для косозубых колес Ка=430МПа
U — передаточное число,
КНβ<sub/>- коэффициент концентрации нагрузки КНβ<sub/>=1,04
ТТ — момент на колесе,
Ψа — коэффициент зависящий от положения колес относительноопор, при косольном расположении Ψа= 0,4,
[σ]н — допускаемое контактное напряжениеколеса.
3.2.20 Определяемкоєффициент ширины:
/>
3.2.21 Определяеммежосевое расстояние
/>мм
Принимаем />=125мм
Предеварительные основныеразмеры колеса
3.2.22 Делительныйдиаметр
d2 = 2 ּаωּu/ ( u — 1 ) ,
d2 = 2 ּ0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .
3.2.23 Ширина колеса
bw2 = Ψbа ּ аω ,
bw2 = 0.4 ּ0,125 = 0,05 м = 50мм
3.2.24 Коэффициент шириныколеса относительно модуля:
/> - принимаем значение по таблице;
3.2.25 Модуль зацепления:
/>
3.2.26 Минимальный уголнаклона зубьев шевронных колес
βmin =25 °
3.2.27 Суммарное числозубьев
zс = 2 ּаω ּ cos βmin / тn=2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем zс =113
3.2.28 Действительноезначение угла наклона:
β = arccos (zΣ ּ т / 2 ּаω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2ּ 125 ) = 24.98˚=25˚
/>
3.2.29 Число зубьевшестерни и колеса
z1 = zс / ( U±1 ) ≥ z1min<sub/>,
где z1min<sub/>- минимальное число зубьев
z1 = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .
3.2.30 Число зубьев колеса
z2 = zс — z1 = 113 – 32=81 .
3.2.31 Фактическоепередаточное число
Uф = z2/ z1 = 81/32 =2,53
Отклонение передаточногочисла от заданного меньше 4%.
Диаметры колес
3.2.32 Делительныйдиаметр шестерни
d1 = z1ּ тn / cosβ = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .
3.2.33 Делительныйдиаметр колеса
d2 = z2ּ тn / cosβ = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .
3.2.34 Модуль торцевой:
/>мм
3.2.35 Определяемокружную силу в зацеплении:
Ft1 = Ft2 =2 ּ Т1 / d2 = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .
3.2.36 Определяемокружную скорость на делительной окружности:
/>м/с
Назначаем степеньточности редуктора Ст = 8
Коэффициент, учитывающийвлияние разности шагов в зациплении/>
Коэффициент, учитывающийвлияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку/>
3.2.37 Удельная окружнаядинамическая сила:
/>н/мм
3.2.38 Коэффициентучитывающий распределение нагрузки между зубьями:
/>
3.2.39 Уточненноезначение коэффициента ширины колеса относительно диаметра:
/>
3.2.40 Уточненноезначение коэффициента:/>1,021
3.2.41 Уточняем значениеугловой скорости колеса:
/>рад/с
3.2.42 Уточненноезначение числа оборота колеса:
/>об/мин
3.2.43 Коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:
/>
3.2.44 Удельная расчетнаяокружная сила:
/>Н/мм
3.2.45 Коэффициент,учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
/>
3.2.46 Коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов зубчатых колес:
/>МПа
3.2.47 Коэффициентторцевого перекрытия:
/>
3.2.48 Коэффициентучитывающий суммарную длину контактных линий:
/>
3.2.49 Действующие впередаче контактные напряжения:
/>МПа
/> - условия прочности выполняются.
Проверочный расчет навыносливость по напряжениям изгиба
3.2.50 Эквивалентноечисло зубьев:
шестерни
/>
Колеса
/>
3.2.51 Коэффициент формызуба:
/>;/>
3.2.52 Коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев />
3.2.53 Коэффициент,учитывающий наклон зубьев:
/>
3.2.54Определяемотношение />
/>МПа
/>МПа
Из пар сопряженных колесрасчет ведем по колесу с меньшим отношением, т.е. по колесу.
3.2.55 Коэффициентнеравномерности нагрузки:
/>
3.2.56 Коэффициент, учитывающийвлияние погрешностей на динамическую нагрузку:
/>
3.2.57 Коэффициент,учитывающий влияние разности шагов в зацеплении/>
3.2.58 Коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
/>
3.2.59 Удельная окружнаядинамическая сила:
/>
3.2.60 Коэффициент,динамической нагрузки:
/>
3.2.61 Удельная расчетнаяокружная сила:
/>Н/мм
3.2.62 Напряжение изгибав опасном сечении зуба колеса:
/>МПа
шестерни
/>МПа
/> ; />
Условие прочностисоблюдается.
Прочность зубьев приперегрузках.
3.2.63 Максимальныеконтактные напряжения:
/>МПа
/>
Условие прочностисоблюдается.
3.2.64 Максимальныенапряжения изгиба для шестерни:
/>МПа
для колеса:
/>МПа
/>; />
Усилия в зацеплении.
3.2.65 Окружное усилие:
/>Н
3.2.66 Радиальное усилие:
FR1 =FR2=Ft1 ּ tg αw / cos β = 2469.14* 0,364 /0.906 = 992.0165 H .
3.2.67 Осевое усилие:
FА1 =FА2 = Ft1 ּ tg β = 2469,14* 0,466 = 1151,378 Н .
Геометрические параметрыпередачи.
Межосевое расстояние />мм
Нормальный модульзацепления />
Угол наклона зуба/>
Число зубьев шестерни />
Число зубьев колеса />
Ширина венцаколеса />мм
Дилительныйдиаметр шестерни />мм
Дилительныйдиаметр колеса />мм
Ширина венцашестерни />мм
Диаметры окружностейвершин зубьев:
Шестерня dа1 = d1 + 2 т =70+2*2=74мм
Колесо dа2 = d2 + 2 т =178,75+2*2=182,75мм
Диаметры окружностейвпадин зубьев
шестерняdf1 = d1 — 2 т= 70 – 2 * 2 = 66 мм ,
колесоdf2 = d2 — 2 т= 178,75 — 2 *2 = 174,75 мм .
4. Розробка ескізногопроекту (компонування) редуктора
Компоновкацилиндрического редуктора
Расстояние между деталямипередач
4.1 Зазор междувнутренними поверхностями корпуса и деталями:
/>мм = 11мм
4.2 Расстояние между дномкорпуса и поверхностью зубчатых колес:
/>мм
4.3 Расстояние междуторцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:
/>мм
Параметр Расчетная формула и значение, мм Толщина стенки корпуса/>
Толщина стенки крышки/>
Толщина фланца корпуса/>
Толщина фланца крышки/>
Толщина основания корпуса без бобышки/>
Толщина ребер основания корпуса/>
Толщина ребер крышки/>
Диаметр фундаментных болтов/>
Диаметр болтов у подшипников/>
Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку/>
Проектирование валов:
Быстроходный вал.
/>
4.4 Ориентировочныйдиаметр входного участка вала d :
/>
/>мм
Принимаем d = 18 мм
4.5 Длина выходногоучастка вала приблизительно равна:
/>мм
4.6 Диаметр вала /> подуплотнительными устройствами равен диметру вала под подшипник 25 мм.
4.7 Ориентировочныйдиаметр участка вала под подшипник:
/>мм Принимаем/>мм
где: />
Принимаем подшипниксредней серии шариковый радиальные однорядные 305
Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r/>
/>
25 62 17 2 1760 11604.8 Длина шейки участкавала под подшипник и уплотнение равна />
4.9Диаметр участка />мм
Принимаем />
где: /> - координата фаскиподшипника;
Промежуточный вал.
/>
4.10 Диаметр вала подколесо:
/>
/>
4.11Диаметр вала подподшипник:
/>
Принимаем подшипник среднейсерии шариковый радиальные однорядные 306
Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r/>
/>
30 72 19 20 2200 15104.12 Диаметр отдельныхучастков вала:
/>
Принимаем />
4.13 Диаметр вала подшестерню:
/>
Тихоходный вал.
/>
4.14 Диаметр выходноговала:
/>
4.15 Длина выходноговала:
/>
4.16Диаметр под подшипники уплотнение:
/>
4.17Длина вала подподшипник и уплотнение:
/>
Принимаем подшипниксредней серии шариковые радиальные однорядные 309
Размеры, мм Грузоподъемность, кг d D B r/>
/>
45 100 25 2,5 3780 26704.18Диаметр отдельныйчастей вала:
/>
4.19 Диаметр вала подколесом:
/>
Выбор подшипника
Для быстроходного валаподбираем подшипник средней серии шариковый радиальный однорядный 305
Подшипники устанавливаютутоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равнаменее 3 м/с. Подшипники устанавливаем враспор т.к. вал имеет не значительнуюдлину и кооэфициент расширения мал.
Для промежуточного валаподбираем подшипники тяжелой серии шариковые радиальный однорядный 406. Подшипникиустанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточноговала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора доподшипника равна не менее 8 мм. Подшипник смазывают консистентной смазкойнабиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю врастяжку, что быизбежать защемления подшипников при работе.
Для тихоходного валаподбираем подшипники средней серии шариковые радиальный однорядный 309.
Подшипники устанавливаютутоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равнаменее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипникаравна не менее 8 мм.Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой вкамеру подшипника. Подшипники устанавливаю враспор.
5. Розрахунок валів
5.1 Проектувальний рохрахунокшвидкісного валу
/>;/>;/>;/>;/>;/>/>;/>;/>
5.1.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости.
для определения реакциииспользуем условияравновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия системы сил:
/>
Решаем их относилельно /> и />:
/>
/>
Проверка правильностивычисления :
/>
Изгибающий момент всечении III:
/>
Изгибающий момент всечении IV:
/>
5.1.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:
для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия:
/>
/>
Решаем их относилтельно />и />
/>
/>
Проверка правильностивычисления реакции:
/>
Изгибающий момент :
В сечении II:
/>
в сечении III:
/>
/>
в сечении IV:
/>
/>
5.1.3 Суммарные реакцииопор:
/>
/>
5.1.4 Суммарныеизгибающие моменты:
/>
/>
/>
/>
/>
5.1.5 Приведенныемоменты:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
5.1.6 Диаметры вала:
/>
/>
/>
/>
/>
5.2 Проектувальний розрахунокпроміжного валу
/>;/>;/>;/>/>;/>/>/>;/>;/>;/>
5.2.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости
для определения реакциииспользуем условияравновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия системы сил:
/>
Решаем их относилельно /> и />:
/>
/>
Проверка правильностивычисления :
/>
Изгибающий момент всечении II:
/>
Изгибающий момент всечении III:
/>
Изгибающий момент всечении IV:
/>
5.2.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:
для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия:
/>
/>
Решаем их относилтельно />и />
/>
/>
Проверка правильностивычисления реакции:
/>
Изгибающий момент :
В сечении II:
/>
/>
в сечении III:
/>
в сечении IV:
/>
/>
5.2.3 Суммарные реакцииопор:
/>
/>
5.2.4 Суммарныеизгибающие моменты:
/>
/>
/>
/>
/>
5.2.5 Приведенныемоменты:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
5.2.6 Диаметры вала:
/>
/>
/>
/>
/>
5.3 Проектувальний розрахуноктихохідного валу
/>;/>;/>;;/>;/>
/>
5.3.1 Схема нагружениявала в вертикальной плоскости.
для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия системы сил:
/>
Решаем их относилельно /> и />:
/>
/>
Проверка правильностивычисления :
/>
Изгибающий момент всечении II:
/>
5.3.2 Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости:
для определения реакциииспользуем условия равновесия плоской системы сил:
/>/>
Составляем уравнениеравновесия:
/>
/>
Решаем их относилтельно />и />
/>
/>
Проверка правильностивычисления реакции:
/>
Изгибающий момент :
В сечении II:
/>
в сечении III:
/>
5.3.3 Суммарные реакцииопор:
/>
/>
5.3.4 Суммарныеизгибающие моменты:
/>
/>
5.3.5 Приведенныемоменты:
/>
/>
/>
5.3.6 Диаметры вала:
/>
/>
/>
/>
5.4 Проверочный расчеттихоходного вала
Определение коэффициентазапаса прочности в опасных сечениях: II – II; III – III; IV – IV
Вал изготовлен из стали45, имеющей следующие механические свойства:
Временное сопротивлениеразрыву />;предел выносливости при симметричном цикле напряжения изгиба />предел выносливости прицикле напряжения кручения />; коэффициенты чувствительностиматериала к асимметрии цикла напряжения соответственно при изгибе и кручении />и />.
Проверяем запас прочностипо пределу выносливости в сечении IV – IV.Напряжения в этом сеченииобусловлена шпоночным пазом и посадкой ступицы звездочки на вал.
5.4.1 Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе />и кручении />от шпоночного паза:
/>
/>
5.4.2 Масштабныекоэффициенты при изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 38 мм:
/>
/>
5.4.3 Коэффициентсостояния поверхности при шероховатости />:
/>
5.4.4 Эффективныекоэффициенты концентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе икручении в случае отсутствия технологического упрочнения:
/>
/>
5.4.5 Эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе /> и кручении />
вала, обусловленаступицей звездочки, насаженной за вал по посадке/>:
/>
/>
В сечении IV – IV два концентратора напряжений; однако в расчете учитываемодин – тот, для которого />и /> наибольшие, т.е. принимаем />/>
Изгибающий момент всечении равен нулю, поэтому запас прочности />.
5.4.6 Полярный моментсопротивления сплошного вала со шпоночным пазом:
/>
5.4.7 Напряжения кручения
/>
для вала нереверсивнойпередачи принимаем, что напряжения кручения изменяються по пульсирующемуотнулевому циклу. Тогда
/>
5.4.8 Запас прочности длякасательных напряжений:
/>
III – III. Концентрация напряжений вызвана посадкойвнутреннего кольца подшипника на вал.
d=45мм
/>
/>
в сечении III – III действуют суммарные изгибающие моменты
/>
и вращающий момент />
5.4.9 Осевой моментсопротивления
/>
5.4.10 Полярный моментсопротивления:
/>
5.4.11 Амплитуданормальных напряжений изгиба:
/>
5.4.12 Определяем запаспрочности для нормальных напряждений:
/>
5.4.13 Напряжениекручения:
/>
5.4.14 Амплитуда исреднее значение нормальных напряжений кручения:
/>
5.4.15 Запас прочностидля касательных напряжений:
/>
5.4.16 Общий запаспрочности в сечении IV – IV:
/>
В сечении II – II концентраторами напряжения являются шпоночный паз.Напряжения в этом сечении обусловлена шпоночным пазом и посадкой зубчатогоколеса на вал.
Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжения при изгибе />и кручении />от шпоночного паза:
/>
/>
Масштабные коэффициентыпри изгибе и кручении для вала из стали 45, равным 46 мм:
/>
/>
Коэффициент состоянияповерхности при шероховатости />:
/>
Эффективные коэффициентыконцентрации напряжения для данного сечения вала при изгибе и кручении в случаеотсутствия технологического упрочнения:
/>
/>
Эффективные коэффициентыконцентрации напряжения при изгибе /> и кручении />
вала, обусловленаступицей колеса, насаженного на вал по посадке/>:
/>
/>
В сечении I I – I I два концентратора напряжений; однаков расчете учитываем один – тот, для которого />и /> наибольшие, т.е. принимаем />/>
Изгибающий момент всечении равен:
/>
и вращающий момент />
Осевой моментсопротивления
/>
Полярный момент сопротивления:
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба:
/>
Определяем запаспрочности для нормальных напряждений:
/>
Напряжение кручения:
/>
Амплитуда и среднеезначение нормальных напряжений кручения:
/>
Запас прочности длякасательных напряжений:
/>
Общий запас прочности всечении IV – IV:
/>
Таким образом,допускаемое напряжение во всех сечениях в пределах допускаемого.
6. Вибір підшипників
6.1 Выбор подшипниковдля быстроходного вала
/>; />; />
/>; />; />; />
/>;/>
Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный средней серии 305.
6.1.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:
для левой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
для правой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
6.1.2 Номинальнаядолговечность равна:
/>
6.1.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:
/>
/>
Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.
6.2 Вибор пошипниковдля промежуточного вала
/>; />; />
;/>; />; />
/>;/>
Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный тяжелой серии 406.
6.2.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:
для левой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
для правой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
6.2.2 Номинальнаядолговечность равна:
/>
6.2.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:
/>
/>
Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 405 для обеих опор. Замена подшипников через10000 ч.
6.3 Вибор пошипниковдля тихоходного вала
/>; />; />
;/>; />; />
/>;/>
Предварительно принимаемподшипник шариковый радиальный средней серии 306.
6.3.1 Определяемдинамическую приведенную нагрузку:
для левой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
для правой опоры:
А=0; она не воспринимаетосевую нагрузку
/>
6.3.2 Номинальнаядолговечность равна:
/>
6.3.3 Определяемдинамическую грузоподъемность:
/>
/>
Принимаем радиальныешариковые подшипники средней серии 305 для обеих опор.
7. Расчет шпоночногосоединения
Быстроходный вал
d=18 mm
b=6 mm
h=6 mm
T=35,64 H∙м
/>
Промежуточный вал
d=32 мм
b=10 мм
h=8 мм
T=86,42 H∙м
/>
Тихоходный вал
d=38мм
b=14мм
h=9мм
T=209,56 Н∙м
/>
d=48мм
b=14мм
h=9мм
T=209,56Н∙м
/>
8. Выбор муфты
Муфту подбираем подиаметру вала.
Для соединения вала ЭД свалом редуктора выбираем муфту упругую втулочно – пальцевую (МУВП) МУВП 250 –40 – 1 УЗ ГОСТ 21424 – 93
9 Смазка редуктора
Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания задиров, коррозии и лишнего отвода теплотытрущихся поверхностей деталей должны иметь надёжную смазку.
В настоящее время вмашиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Вкорпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колёс былив него погружены.
Картерную смазкуприменяют при окружной скорости зубчатых колёс и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. Внастоящее время также широко применяют смазочные материалы ЦИАТИН – 201 и ЛИТОЛ– 24, которые допускают температуру нагрева до 130 оС.
Устанавливаем вязкостьмасла.
При v=0.8 м2/с. выбираем индустриальноемасло И – 30 А.
Подшипники смазываемконсистентной смазкой, закладываемые в их камеры при сборке редуктора.
1Список литературы
1. М. И. Иванов«Детали машин»
2. П. Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»
3. Д. Н. Решетов«Детали машин. Атлас конструкций» Часть 1.
4. Д. Н. Решетов«Детали машин. Атлас конструкций» Часть 2.
5. В. И. Анурьев«Справочник конструктора машиностроителя» Том 1.
6. В. И. Анурьев«Справочник конструктора машиностроителя» Том 2.