Реферат: Проектирование привода цепного транспортера

Спроектироватьпривод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрическогомотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного валас тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены насварной раме.

Принять:

Типовойрежим нагружения: 3.

Расчетныйресурс: 7 000 часов.

Изготовлениев год: 1 шт.

/> />

Техническаяхарактеристика привода:

Окружнаясила на звездочке Ft, кН: 4,5.

Скоростьтяговой цепи V, м/с: 0,4.

Числозубьев звездочки z: 7.

Ft=F1-F2; F2=0,25F1.

Принял

Выборэлектродвигателя и кинематический расчет.

Выбордвигателя [1].

Общий КПДпривода: η = ηред· ηм · ηп

ηред — КПД редуктора.

ηред = ηцп2· ηкп · ηп3

ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп= 0,96 — КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп= 0,96 — КПД закрытой конической передачи;

ηп = 0,99 — КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,962 · 0,96 · 0,993= 0,86

ηм = 0,98 — КПД муфты.

η = 0,86 · 0,98 · 0,99 = 0,83

Требуемаямощность двигателя:

Ртр= Рвых/ η = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.

Рвых — мощность на тяговой звездочке.

Рвых= Ft · V = 4,5· 103 · 0,4 = 1,8 кВт.

Кэ =1 — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частотавращения тяговой звездочки [3].

V = />,следовательно nвых = /> = /> = 27 об/мин.

nвых — частота вращения тяговой звездочки. V = 0,4 м/с — скорость тяговой цепи. Z= 7 — число зубьев тяговой звездочки. t = 125 мм — шагцепи.

Позаданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 — тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.

Ft = F1 — F2 = 4,5 кН., F2= 0,25F1

Отсюда: F1 = 6 кН, F2 =1,5 кН.

Выбираемэлектродвигатель с запасом мощности: АИР100S4

Pдв = 3 кВт; nдв= 1440 об/мин.

Передаточноечисло редуктора [4].

Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nвых =1440/27 = 53,3

U1 — передаточное число первой ступени;

U2 — передаточное число второй ступени;

U3 — передаточное число третьей ступени.

Примем: U1 = 4; U2 =3,5; U3 = 3,8.

Частотавращения валов:

n1 = nдв = 1440об/мин;

n2 = n1/U1 = 1440/4 = 360 об/мин;

n3 = n2/U2 = 360/3,5 = 102,8 об/мин;

n4 = nвых = 27об/мин.

Угловыескорости валов:

ω1= πn1/30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;

ω2= πn2/30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;

ω3= πn3/30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;

ω4= ωвых = πn4/30 = 3,14· 27/30 = 2,8 рад/с.

Мощностина валах:

Р1= Рдв = 3 кВт; Р2 = Р1 · ηцп· ηп = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;

Р3= Р2 · ηкп · ηп = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;

Р4= Р3 · ηцп · ηп = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых= Р4 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;

Вращающиемоменты на валах:

М1= Р1/ω1 = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;

М2= Р2/ω2 = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;

М3= Р3/ω3 = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;

М4= Р4/ω4 = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;

Мвых= Рвых / ω4 = 2,5/2,8 = 0,9 кН·м = 900 Н·м.

Выборматериалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

Материалколес — сталь 45; термообработка — улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2;σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материалшестерен — сталь 45; термообработка — улучшение: 269…302 НВ1;

285,5 НВСР1;σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл.3.2[4].

Допускаемыеконтактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · ω4 · Lh = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 106циклов;

NK5 = NK6· U3 = 17,2 · 106 · 3,8 = 65,4 ·106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл.3.3 [4] — числоциклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO,коэффициент долговечности КНL = 1.

NFO = 4 · 106 — число циклов переменынапряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].

При NK > NFO,коэффициент долговечности КFL = 1.

[σ] H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ] H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ] F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ] F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

Расчеттретьей ступени редуктора.

Межосевоерасстояние из условия контактной прочности зубьев:

α3= Кα (U3 + 1) /> = 495 · (3,8 + 1) /> = 201,5 мм.

Кα= 495 — для прямозубых передач, стр.135 [3].

КНβ= 1 — при постоянной нагрузке.

Принимаемα3 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.

z5 = 2α3/m(U3 + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28

z6 = z5U3 = 28 · 3,8 = 106

d5 = m z5 = 3 · 28 = 84 мм

da5 = d5+ 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм

dt5 = d5 — 2,5m = 84 — 2,5 · 3 = 76,5 мм

d6 = m z6 = 3 · 106 = 318 мм

da6 = d6+ 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм

dt6 = d6 — 2,5m = 318 — 2,5 · 3 = 310,5 мм

b6 = ψва ·α3 = 0,4 · 200 = 80 мм

b5 = b6 + 5 =80 + 5 = 85 мм

Окружнаяскорость:

V3 = /> =/> = 0,45 м/с

Назначим8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Коэффициентформы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр.42 [1].

[σF5] / уF5= 294/3,9 = 75,4 МПа; [σF6] /уF6 = 256/3,6 = 71 МПа

71<75,4- следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициентнагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия взацеплении:

окружное:Ft5 = Ft6= 2М3/d5 = 2 · 250/0,084 = 5952 H

радиальное:Fr5 = Fr6= Ft5 · tgα= 5952 · tg 20° = 2166 H

Напряжениеизгиба в зубьях колеса:

σF6 = Ft6· КF · уF6/b6 · m = 5952 · 1,14 · 3,6/80· 3 = 101,8 МПа< [σ] F6= 256 МПа

Прочностьзубьев по изгибу обеспечена.

Проверочныйрасчет зубьев по контактному напряжению:

σН6 = />/> = />/> = 474 МПа

КН= КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα= 1 стр.32 [1]; КНβ = 1 табл.3.1 [1]; КНV = 1,05 стр.32 [1].

σН6 < [σ] Н6

Следовательно,прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена. Расчет второй ступениредуктора. Внешний делительный диаметр колеса [1].

de4 ≥ 165 />

Дляпрямозубых колес:

vH = kHΒ=1

de4 ≥ 165 /> = 245,94 мм

По ГОСТ6636-69 принимаем de4= 250 мм.

Углыделительных конусов.

δ4= arctg (U2) = arctg 3,5 = 74,05º; δ3= 90º — δ4 = 15,95º

Внешнееконусное расстояние:

Re = de4/2sin (δ4) = 250/2sin 74,05 = 130,2 мм

Шириназубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285Re = 0,285 ·130,2 = 37,11 мм

Внешнийокружной модуль:

me = />

vF = 0,85 — для прямозубых колес,

KFβ = 1 для прямозубых колес.

me = /> = 1,73 мм

Числозубьев колеса и шестерни:

z4 = de4/me = 250/1,73 = 144,5, принимаем z4 = 144.

z3 = z4/U2 =144/3,5 = 41.

Внешниедиаметры шестерни и колеса.

Делительныедиаметры:

de3 = me z3 = 1,73 · 41 = 70,93 мм;

de4 = me z4 = 1,73 · 144 = 249,12 мм.

Диаметрывершин:

dae3 = de3 + 2 (1 + Xe3) mecosδ3

dae4= de4 + 2 (1- Xe3) me cosδ4

Xe3 = 0,33 — коэффициент смещения [1].

dae3 = 70,93 + 2 · 1,33 · 1,73 · cos15,95º = 75,35 мм

dae4 = 249,12 + 2 · 0,67 · 1,73 · cos74,05º = 249,76 мм

Средниеделительные диаметры:

d3 = 0,857de3 = 0,857· 70,93 = 60,8 мм

d4 = 0,857de4 = 0,857· 249,12 = 213,5 мм

Проверочныйрасчет.

Проверкаконтактных напряжений.

σН= 470/> ≤ [σ]H,

где Ft4 = /> = /> = 2342 H — окружная сила в зацеплении.

VH = KHβ =KHα = 1

Величину KHv находим из [1], в зависимости от классапрочности и окружной скорости.

V2 = ω3d4/2 · 103 = 10,8 · 213,5/2 · 103= 1,15 м/с

KHv = 1,04

σН= 470/> = 460 МПа < [σ] Н= 514 МПа

Проверканапряжения изгиба.

σF4 = YF4 Yβ/>KFα KFβKFv ≤ [σ]F

Yβ = KFα= KFβ =1, vF= 0,85, KFv = 1,01, YF4= 3,63 [4].

zv4 = z4/cos δ4 = 144/cos74,05º = 523,6

σF4 = 3,63 · /> · 1,01 = 157 МПа ≤ [σ]F = 256 МПа

Силы взацеплении:

Fr3 = Fa4 = Ft4 · tgα · cosδ3 = 2342 · tg 20º · cos 15,95º = 820 H

Fa3 = Fr4 = Ft4 · tgα · cosδ4 = 2342 · tg 20º · cos 74,05º = 234 H

Расчет первойступени редуктора. U1 = 4

Материалыи допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α1= Кα (U1 + 1) /> = 495 · (4 + 1) /> = 97,6 мм.

Кα= 495 — для прямозубых передач, стр.135 [3].

КНβ= 1 — при постоянной нагрузке. Принимаем α1 = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α1 = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z1 = 2α1/m(U1 + 1) = 2 · 100/1,5 · (4 + 1) = 27

z2 = z1U1 = 27 · 4 = 108, d1= m z1= 1,5 · 27 = 40,5 мм

da1 = d1+ 2m = 40,5 + 2 · 1,5 = 43,5 мм

dt1 = d1 — 2,5m = 40,5 — 2,5 · 1,5 = 36,75 мм

d2 = m z2 = 1,5 · 108 = 162 мм

da2 = d2+ 2m = 162 + 2 · 1,5 = 165 мм

dt2 = d2 — 2,5m = 162 — 2,5 · 1,5 = 158,25 мм

b2 = ψва ·α1 = 0,315 · 100 = 32 мм

b1 = b2 + 5 =32 + 5 = 37 мм

Коэффициентформы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6, стр.42 [1]. Усилия в зацеплении:

окружное:Ft1 = Ft2= 2М1/d1 = 2 · 20/0,0405 = 988 H

радиальное:Fr1 = Fr2= Ft1 · tgα= 988 · tg 20° = 360 H

[σF1] / уF1= 294/4,07 = 72 МПа; [σF2] /уF2 = 256/3,6 = 71 МПа

71<72 — следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициентнагрузки: КF = КFβ· KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 табл.3.7 [1], KFV= 1,25 табл.3.8 [1]. Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2· КF · уF2/b2 · m = 988 · 1,3 · 3,6/32· 1,5 = 96 МПа< [σ] F2= 256 МПа

Прочностьзубьев по изгибу обеспечена. Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF· Мmax / Мном = 96 · 2,2 = 211< [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 =681 МПа

Проверочныйрасчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = />/>= />/>= 433 МПа < [σ] Н2=514 МПа

КН= КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα= 1 стр.32 [1]; КНβ = 1 табл.3.1 [1]; КНV = 1,05 стр.32 [1].

Проверкаконтактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН· /> = 433 · /> = 642 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ= 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружнаяскорость в зацеплении:

V1 = /> =3,14 · 0,0405 · 1440/60 = 3,1 м/с

Назначим8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Основныеразмеры корпуса и крышки редуктора.

Толщинастенок:

δ =0,025α3 + 3 = 0,025 · 201,5 + 3 = 8 мм

δ1= 0,02α3 + 3 = 0,02 · 201,5 + 3 = 7 мм

Принимаем:δ = δ1 = 8 мм. Толщина поясов стыка:

b = b1 = 1,5δ = 1,5 ·8 = 12 мм

Толщинабобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметрыболтов:

d1 = 0,03α3 + 12 = 0,03 · 201,5 +12 = 18 мм — М18

d2 = 0,75d1 =0,75 · 18 = 13,5 мм — М14

d3 = 0,6d1 =0,6 · 18 = 9,9 мм — М10

d4 = 0,5d1 =0,5 · 18 = 9 мм — М10

Расчетведомого вала и расчет подшипников для него.

Диаметрвыходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d4 = />=/> = 55,8 мм

Принимаем:выходной диаметр Ø56 мм, под подшипники — Ø60 мм, под колесо — Ø65мм. Усилие от муфты: FM = 250/> = 250/> = 7624 H

Ft6 = 5952 H, Fr6 = 2166 H, a = 212 мм, b = 71,5 мм, с = 100 мм.

Реакцииот усилий в зацеплении:

RAx (a + b) — Ft6b = 0; RAx = Ft6b/ (a + b) = 5952 · 0,0715/0,2835 = 1501 H

RBx = Ft6 — RAx = 5952 — 1501 =4451 H

Mx = RBxb = 4451 · 0,0715 = 318 H · м

RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 · 0,0715/0,2835 =546 H

RBy = Fr6 — RAy = 2166 — 546 = 1620H

My = RByb =1620 · 0,0715 = 116 H · м

Реакцииот усилия муфты:

FM (a + b + c) — RAFм (a + b) = 0;

RAFм = FM (a+ b + c) / (a + b) = 7624 · 0,3835/0,2835 = 10313 H

RBFм = RAFм — FM = 10313 — 7624 = 2689 H

RA = /> = /> = 1597 H

RB = /> =/> = 4736 H

Длярасчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 H

RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H

Опасноесечение I — I.Концентрация напряжений в сечении I — I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника навал с натягом.

Материалвала — сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт =540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2[2].

Расчетвала в сечении I — I насопротивление усталости.

σа= σu = МAFм/ 0,1d43 = 762,4 · 103/0,1· 603 = 35,3 МПа

τа= τк /2 = М4/2 · 0,2d43= 930 · 103/0,4 · 603 = 10,8 МПа

Кσ/ Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ= 1 табл.10.8 [2]; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ — 1) · 1/KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ — 1) · 1/KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

σ-1Д= σ-1/KσД =360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д= τ — 1/KτД= 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа= 94,7/35,3 = 2,7; Sτ = τ — 1Д/ τа = 91/10,8 = 8,4

S = Sσ Sτ / /> = 2,7 · 8,4//> = 2,6 > [S] = 2,5

Прочностьвала обеспечена.

Выбортипа подшипника.

Осевыенагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212,

С = 52кН, С0= 31 кН, d×D×B = 60×110×22

QA = RA' KδKT = 11910 · 1,3 · 1 = 15483 H

Ресурсподшипника:

Lh = a23 (C / QA) m (106/60n4)= 0,8 · (52/15,483) 3 · (106/60 · 27) = 1,9 · 104ч

1,9 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104ч

Так как Lh < [t] возьмемроликовые подшипники №2312; С = 151 кН;

d×D×B= 60×130×31, тогда:

Lh = 0,7 · (151/15,183) 3,3 · (106/60· 27) = 8,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104ч

Подшипникподходит. Расчет промежуточного (третьего) вала

и расчетподшипников для него.

Диаметрвала, исходя из расчета на кручение:

d3 = />=/> = 36,7 мм

Принимаем:диаметр под подшипники — Ø40 мм, под коническое колесо — Ø45мм.

Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.

Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.

Реакцииопор:

вплоскости xz:

RDX = (Ft5d + Fr4 (d+e) + Fa4d4/2)/ (d+e+f) = (5952·71,5 + 234·204,5 + 820·106,75) /283 = 1982 Н;

RCX = (Fr4f + Ft5 (f+e) — Fa4d4/2)/ (d+e+f) = (234·78,5 + 5952·211,55 — 820·106,75) /283 = 4204 Н;

Проверка:RDX + RCX — Ft5 — Fr4= 1982 + 4204 — 5952 — 234 = 0.

вплоскости yz:

RDY= (Fr5d + Ft4 (d+e)) / (d+e+f) = (2166·71,5 + 2342·204,5) /283 = 2238 Н;

RCY = (Ft4f + Fr5 (f+e)) / (d+e+f) =(2342·78,5 + 2166·211,5) /283 = 2270 Н;

Проверка:RDY + RCY — Fr5 — Ft4 = 2238 + 2270 — 2166 — 2342 = 0.

Суммарныереакции:

RD = /> =/> = 2989 H;

RC = /> =/> = 4778 H;

Опасноесечение — место под колесо цилиндрической передачи.

Материалвала — сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт =540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2[2].

Найдемзначения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му= RDX (e+f) — Fr4e — Fa4d4/2 = 1982 · 0,2115 — 234 · 0,133 — 820 · 0,107=300,7 Н·м;

Мх= RDY (e+f) — Ft4e = 2238 · 0,2115 — 2342 · 0,133 = 162 Н·м;

Мсеч= /> = />= 341,6 Н·м.

Расчетвала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа= σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 · 103/0,1 · 76,53= 37,5 МПа

τа= τк /2 = М3/2 · 0,2d3= 250 · 103/0,4 · 76,53 = 6,9 МПа

Кσ/ Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ= 1 табл.10.8 [2]; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ — 1) · 1/KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ — 1) · 1/KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

σ-1Д= σ-1/KσД =360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д= τ — 1/KτД= 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа= 94,7/37,5 = 2,6; Sτ = τ — 1Д/ τа = 91/6,9 = 13,2

S = Sσ Sτ / /> = 2,6 · 13,2//> = 2,63 > [S] = 2,5

Прочностьвала обеспечена.

Выбортипа подшипника.

Осевыенагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0= 40 кН, d×D×B = 40×80×18

Эквивалентнаянагрузка:

Qэ = (XVRC + YFa4) KбKT,

в которойрадиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4= 820 H; V = 1 -

вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб= 1,3; КТ = 1.

ОтношениеFa4/Со = 820/40000 =0,021; этой величине соответствует е = 0,37.

ОтношениеFa4/RC= 820/4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.

Qэ = (0,4·4778 + 1,6· 820) ·1,3 = 4077 H.

Ресурсподшипника:

Lh = a23 (C / Qэ)m (106/60n3) = 0,8 · (58,3/4,077) 3 · (106/60 · 102,8) = 3,9 · 104 ч

3,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104ч

Подшипникподходит.

Расчетпромежуточного (второго) вала

и расчетподшипников для него.

Диаметрвала, исходя из расчета на кручение:

d2 = />=/> = 24,7 мм

Принимаем:диаметр под подшипники — Ø30 мм, под цилиндрическое колесо — Ø35мм.

Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.

Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.

Реакцииопор:

вплоскости xz:

RGX= (-Ft2k + Fr3 (k+l+m) — Fa3d3/2) / (k+l) = (-988·46,5 + 820·141,5 — 234·30,4) /93= 677 Н

RFX= (-Ft2l — Fr3m + Fa3d3/2)/ (k+l) = (-988·46,5 — 820·48,5+ 234·30,4) /93= — 845 Н. Проверка: RFX + RGX + Ft2 — Fr3 = — 845 + 677 + 988 — 820 =0.

вплоскости yz:

RGY= (Fr2k — Ft3 (k+l+m)) / (k+l) = (360·46,5 — 2342·141,5) /93= — 3383 Н

RFY = (Fr2l + Ft3m) / (k+l) = (360·46,5+ 2342·48,5) /93= 1401 Н

Проверка:RGY + RFY — Fr2 + Ft3 = — 3383 + 1401 — 360 + 2342 = 0.

Суммарныереакции:

RG = /> =/> = 3450 H;

RF = /> =/> = 1636 H;

Опасноесечение — опора G. Материал вала — сталь 45, НВ = 240,σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт= 290 МПа,

σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2[2].

Найдемзначения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му= Fa3d3/2- Fr3m =234·0,0304 — 820·0,0485 = — 32,7 Н·м;

Мх= Ft3m =2342·0,0485 = 113,6 Н·м;

Мсеч= /> = />= 118 Н·м.

Расчетвала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа= σu = Мсеч / 0,1d3 = 118 · 103/0,1 · 303 =43,7 МПа

τа= τк /2 = М2/2 · 0,2d3= 76 · 103/0,4 · 303 = 7 МПа

Кσ/ Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ= 1 табл.10.8 [2]; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ — 1) · 1/KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ — 1) · 1/KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

σ-1Д= σ-1/KσД =360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д= τ — 1/KτД= 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа= 94,7/43,7 = 2,2; Sτ = τ — 1Д/ τа = 91/7 = 13

S = Sσ Sτ / /> = 2,2 · 13//> = 2,57 > [S] = 2,5

Прочностьвала обеспечена.

Выбортипа подшипника.

Осевыенагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7206,

С = 38кН, С0= 25,5 кН, d×D×B = 30×62×16

Эквивалентнаянагрузка:

Qэ = (XVRG + YFa3) KбKT,

в которойрадиальная нагрузка RG = 3450 H; осевая нагрузка Fa3= 234 H; V = 1 — вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб= 1,3; КТ = 1.

ОтношениеFa3/Со = 234/25500 =0,009;

этойвеличине соответствует е = 0,26.

ОтношениеFa3/RG= 234/3450 = 0,07 < е; Х = 0,56; Y = 1,71.

Qэ = (0,56·3450 + 1,71· 234) ·1,3 = 3032 H.

Ресурсподшипника:

Lh = a23 (C / Qэ)m (106/60n2) = 0,8 · (38/3,032) 3 ·(106/60 · 360) = 7,2 · 104 ч

7,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104ч

Подшипникподходит.

Расчеттяговой звездочки.

Цепь: М112-1-125-2ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 125 мм. Окружная сила на звездочке:Ft = 4,5 кН. Скорость тяговой цепи: V = 0,4 м/с. Число зубьев звездочки:

Z = 7.

DЦ = 21 мм — диаметр элемента зацепления.

Геометрическаяхарактеристика зацепления:

λ = t / DЦ = 125/21 = 5,95

Шагзубьев звездочки: tZ = t= 125 мм.

Диаметрделительной окружности:

в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec (180/7) = 2,3048;

в мм: dд = dt · t = 2,3048 · 125 = 288,1 мм.

Диаметрнаружной окружности:

De = t (K+ KZ — 0,31/λ) =125 (0,7 + 2,08 — 0,31/5,95) = 341 мм

К = 0,7 — коэффициент высоты зуба,

KZ = ctg (180º / z) = ctg (180º / 7) = 2,08 — коэффициент числа зубьев.

Диаметрокружности впадин:

Di = dд — (DЦ + 0,175/>)= 288,1 — (21 + 0,175/>) = 264,13 мм.

Радиусвпадины зубьев:

R = 0,5 (DЦ — 0,05t) = 0,5 · (21 — 0,05 · 125) = 7,38 мм.

Половинаугла заострения зуба: γ = 13 — 20º; γ = 16 º

Уголвпадины зуба: β = 2 γ + 360º / z = 2 ·16 + 360º / 7 = 86 º

Шириназуба звездочки:

bfmax = 0,9b3 — 1 = 0,9 · 31 — 1 = 26,9 мм;

bfmin = 0,87b3 — 1,7 = 0,87 · 31 — 1,7 = 25,27 мм;

bf = 26,085 мм.

Ширинавершины зуба:

b = 0,83 bf = 0,83 ·26,085 = 21,65 мм.

Диаметр венца:

DC = tKZ — 1,3h = 125 · 2,08 — 1,3 · 40 = 208мм.

Окружнаясила на звездочке: Ft = 4,5 кН. Центробежнаясила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения исобственной силы тяжести цепи условно принимают равной:

Fr = 1,15Ft =1,15 · 4,5 = 5,18 кН.

Расчетприводного вала и расчет подшипников для него.

Диаметрвыходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

dпр = />=/> = 56,2 мм

Принимаем:выходной диаметр Ø56 мм, под подшипники — Ø60 мм, под тяговуюзвездочку — Ø65 мм.

Усилие отмуфты: FM = 250/> = 250/> = 7500 H

Ft = 4500 H, Fr = 5180 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакцииот усилий в зацеплении:

RLx (s + t) — Fts = 0; RLx = Fts/ (s + t) = 4500 · 0,2/0,4 = 2250 H

RKx = Ft — RLx = 4500 — 2250 = 2250H

My = RKxs = 2250 · 0,2 = 450 H · м

RLy = Frs / (s + t) = 5180 · 0,2/0,4 = 2590 H

RKy = Fr — RLy = 5180 — 2590 = 2590H

Mx = RKys =2590 · 0,2 = 518 H · м

Реакцииот усилия муфты:

FM (s + t + p) — RLFм (s + t) = 0;

RLFм = FM (s+ t + p) / (s + t) = 7500 · 0,5/0,4 = 9375 H

RKFм = RLFм — FM = 9375 — 7500 = 1875 H

RL = /> = /> = 3431 H

RK = /> =/> = 3431 H

Длярасчета подшипников:

RL' = RL + RLFм = 3431 + 9375 = 12806 H

RK' = RK + RKFм = 3431 + 1875 = 5306 H

Материалвала — сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт =540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл.10.2[2].

Расчетвала в сечении I — I насопротивление усталости.

σа= σu = МLFм/ 0,1d43 = 750 · 103/0,1· 603 = 34,7 МПа

τа= τк /2 = Мвых / 2 · 0,2d43= 900 · 103/0,4 · 603 = 10,4 МПа

Кσ/ Кdσ = 3,8 табл.10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл.10.13 [2] ;

KFσ = KFτ= 1 табл.10.8 [2]; KV = 1 табл.10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1/КFσ — 1) · 1/KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1/КFτ — 1) · 1/KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

σ-1Д= σ-1/KσД =360/3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д= τ — 1/KτД= 200/2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа= 94,7/34,7 = 2,7; Sτ = τ — 1Д/ τа = 91/10,4 = 8,4

S = Sσ Sτ / /> = 2,7 · 8,4//> = 2,6 > [S] = 2,5

Прочностьвала обеспечена.

Выбортипа подшипника.

Осевыенагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52кН, С0= 31 кН, d×D×B = 60×110×22

QL = RL' KδKT = 12806 · 1,3 · 1 = 16648 H

Ресурсподшипника:

Lh = a23 (C / QL) m (106/60nвых) = 0,8 · (52/16,648) 3 · (106/60 · 27) = 1,5· 104 ч

1,5 · 104 ч < [t]= 2,5 · 104 ч

Так как Lh < [t] возьмемроликовые подшипники №2312; С = 151 кН;

d×D×B= 60×130×31, тогда:

Lh = 0,7 · (151/16,648) 3,3 · (106/60· 27) = 6,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104ч

Подшипникподходит.

Смазка.

Смазказубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в маслона полную высоту зуба.

Вязкостьмасла по табл.11.1 [2]:

V1 = 3,1 м/с — V40°= 27 мм2/с, V2 = 1,15 м/с — V40° = 33 мм2/с

V3 = 0,45 м/с — V40°= 35 мм2/с, V40°ср = 31 мм2/с

Потаблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40°C = 29-35мм2/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления засчет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

Проверкапрочности шпоночных соединений.

Напряжениесмятия:

σсм= 2М / d (l — b) (h — t1)< [σ] см = 120 МПа

Валэлектродвигателя Ø28 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t1 = 4 мм.

σсм= 2 · 20 · 103/28 · (28 — 7) (7 — 4) = 22,6 МПа < [σ] см

Промежуточныйвал (третий) Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 40, t1= 5,5 мм.

σсм= 2 · 250 · 103/45 · (40 — 14) (9 — 5,5) = 103 МПа < [σ] см

Промежуточныйвал (второй) Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 32, t1= 5 мм.

σсм= 2 · 76 · 103/35 · (32 — 10) (8 — 5) = 65,8 МПа < [σ] см

Ведомыйвал Ø56 мм, шпонка 16 × 10 × 70, t1= 6 мм.

σсм= 2 · 930 · 103/56 · (70 — 16) (10 — 6) = 118,3 МПа < [σ] см

Ведомыйвал Ø65 мм, шпонка 18 × 11 × 70, t1= 7 мм.

σсм= 2 · 930 · 103/65 · (70 — 18) (11 — 7) = 116 МПа < [σ] см

Приводнойвал Ø65 мм, шпонка 18 × 11 × 70, t1= 7 мм.

σсм= 2 · 900 · 103/65 · (70 — 18) (11 — 7) = 109,2 МПа < [σ] см

Выбормуфт.

Припроектировании компенсирующе-предохранительной муфты, за основу возьмем упругуювтулочно-пальцевую муфту:

Муфта1000-56-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] =1000 Н · м, D × L = 220× 226.

В нашемслучае: М4 = 930 Н · м

Наличиеупругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространствеведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее креплениена приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы припревышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Такимобразом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента ипредохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающихрасчетные. [2]

Наибольшийноминальный вращающий момент, передаваемый муфтой: Мном = 930 Н · м

Расчетныйвращающий момент М срабатывания муфты:

М = 1,25Мном= 1,25 · 930 = 1162,5 Н · м

Радиусрасположения поверхности среза: R = 28 мм

Материалпредохранительного штифта:

Сталь 30ГОСТ 1050-88, σв = 490 МПа

Коэффициентпропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68

Расчетныйпредел прочности на срез штифта:

τср= К · σв = 0,68 · 490 = 333,2 МПа

Диаметрпредохранительного штифта:

d = /> = /> = 0,0045 м, d = 4,5 мм

Предельныйвращающий момент (проверочный расчет):