Реферат: Проектирование привода
Содержание
Введение
1. Исходные данные
2. Кинематический расчет
2.1Кинематический анализ схемы привода2.2Определение потребной мощности электродвигателя2.3Ориентировочная частота вращения электродвигателя2.4Выбор электродвигателя2.5Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступенямпередач2.6Определение частот вращения валов привода2.7Определение мощностей на валах привода2.8Определение моментов на валах привода3. Расчет шевронной передачи
3.1Исходные данные для расчета3.2 Выборматериалов зубчатых колес3.3Определение допускаемых напряжений3.4Проектный расчет передачи3.5Проверочный расчет передачи3.6 Силыв зацеплении4 Расчет клиноременной передачи
4.1Исходные данные4.2Расчет параметров передачи5. Проектный расчет валов и выбор подшипников
5.1 Проектный расчет входного валаредуктора
5.1.1 Выбор материала и определениеминимального диаметра вала
5.1.2 Определение диаметров участковвала
5.2 Проектный расчет выходного валаредуктора
5.2.1 Выбор материала и определениеминимального диаметра вала
5.2.2 Определение диаметров участковвала
6. Проверочный расчет валов
6.1Проверочный расчет быстроходного вала6.1.1Исходные данные6.1.2Определение реакций в опорах6.1.3Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность6.2Проверочный расчет тихоходного вала6.2.1Исходные данные6.2.2Определение реакций в опорах6.2.3Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность7. Проверочный расчет подшипниковых опор
7.1Расчет подшипниковых опор быстроходного вала7.1.1Исходные данные:7.1.2.Расчет опор7.2Расчет подшипниковых опор быстроходного вала7.2.1Исходные данные:7.2.2Расчет опор8. Выбор и расчет шпоночных соединений
8.1Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи.8.1.1Исходные данные8.1.2Выбор шпонки8.1.3Расчет на смятие8.1.4Расчет на срез8.2Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.8.2.1Исходные данные8.2.2Выбор шпонки8.3Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепнойпередачи8.3.1Исходные данные8.3.2Выбор шпонки8.3.3Расчет на смятие.8.2.3Расчет на смятие.8.2.4Расчет на срез9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора
9.2Цилиндрическое колесо быстроходной передачи
9.1Цилиндрическая шестерня шевронной передачи
10. Расчет элементов корпуса редуктора
11. Выбор системы смазки
12. Сборка редуктора
Литература
/>/>Введение
В настоящей работе производитсярасчёт и проектирование «привода к ленточному конвейеру», кинематическаясхема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя, которыйчерез клиноременную передачу соединяется с одноступенчатым цилиндрическим редуктором(шевронная передача), который в свою очередь через зубчатую муфту соединяется сконвейером. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного валаи увеличения крутящего момента на нём.
/>/>
1. Исходные данныеПривод должен обеспечиватьследующие технические характеристики:
1. Мощность на валу барабанаР4 = 19 кВт;
2. Частота вращения вала барабана125 об/мин;
3. Срок службы привода L =10 лет.
4. Коэффициент использованияпривода в течении года Кгод= 0,8;
5. Коэффициент использованияпривода в течении суток Ксут = 0,5;
6. Режим работы – легкий
7. Реверсивность – реверсивный
8. Продолжительность включения15%
/>
Рисунок 1
/>
2. Кинематическийрасчет 2.1Кинематический анализ схемы приводаПривод состоит из электродвигателя, открытойременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора с шевронной передачей,муфты и приводного барабана.
Таким образом, привод содержит четыре ступенипередач:
- ременнаяпередача, состоящая из ведущего (1) и ведомого (2) шкивов и гибкой связи (ремня)и служащая для передачи мощности от вала I к валу II;
- шевроннаяпередача редуктора, состоящая из двух зубчатых колес (1 и 2), передающих мощностьот вала II к валу III;
- муфта,передающая мощность от вала III квалу IV.
При передаче мощности имеют место потерина преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашемприводе: в ременной передаче, в двух зубчатых цилиндрических передачах, в муфтеи в опорах валов (трех парах подшипников качения и одной паре подшипников скольжения).В виду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности ведущего вала на величинупотерь.
2.2Определение потребной мощности электродвигателяОпределим мощность на приводном валу барабана(мощность полезных сил сопротивления на барабане)
/>
Определим общий КПД привода
/>
где hП1=0,95– КПД ременной передачи;hПК=0,99– КПД подшипников качения;hП2=0,97– КПД цилиндрической шевронной передачи;hМ=0,98– КПД муфты;hПC=0,98 – КПД подшипников скольжения.
Определим потребную мощность электродвигателя(мощность с учетом вредных сил сопротивления)
/>
2.3Ориентировочная частота вращения электродвигателяЧастота вращения выходного вала
/>
Ориентировочное передаточное число привода
uO’=u1’× u2’ ×=2×4=8,
где u1’=2– ориентировочное значение передаточного числа ременной передачи;u2’=5 – ориентировочное передаточное число шевроннойредуктора;
Тогда ориентировочная частота вращения валаэлектровигателя
nДВ’=nВЫХ × uO’=125×8=1000 об/мин.
2.4Выбор электродвигателяПо исходным данным: PПОТ=21,9кВт и nДВ’=1000 об/мин по данным прил. 1 [6]выбираем асинхронный электродвигатель основного исполнения марки 4А200М6У3, мощностькоторого PДВ=22 кВт, частота вращения nДВ =975 об/мин и диаметр вала dДВ=60 мм (см. прил. 2 [6]).
2.5Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передачОбщее передаточное число привода определяетсяпо формуле
/>
Произведем разбивку общего передаточногочисла привода по ступеням передач. Передаточное число ременной передачи принимаемu1=2. Тогда передаточное число редуктора
/>
Таким образом, окончательно в результатеразбивки имеем:
u1=2– передаточное число ременной передачи;
u2=3,95– передаточное число шевронной передачи редуктора;
При этом общее передаточное число приводабудет равно
uO=u1× u2 =2×3,9=7,8.
2.6Определение частот вращения валов приводаЧастота вращения входного вала
/>
Для второго вала
/>
Для третьего вала
/>
Для четвертого вала
/>
2.7Определение мощностей на валах приводаМощность на первом валу привода равна потребноймощности
/>/>
Мощность на втором валу
/>
Мощность на третьем валу
/>
Мощность на четвертом валу
/>
2.8Определение моментов на валах приводаМомент на первом валу привода
/>/>
Момент на втором валу
/>
Момент на третьем валу
/>
Момент на четвертом валу
/>
Результаты кинематического расчета сведеныв таблицу 2.1.
Таблица 2.1
Результаты кинематического расчета
Расчетные параметры Номер вала I II III IV Передаточное число ступени 2 3,9 1 Частота вращения n, об/мин 975 487,5 125 125 Мощность P, кВт 21,9 20,6 19,78 19 Момент Т, Н×м 214,5 403,5 1511,2 1451,6 /> /> /> /> /> />/>
3. Расчет шевроннойпередачи 3.1Исходные данные для расчета— вращающий момент на валу шестерни T1 = 403,5 Н∙м;
— скорость вращения шестерни n1= 478,5 об/мин.;
— передаточное число передачи u = 3,9;
3.2Выбор материалов зубчатых колесОпределим размеры характерных сечений заготовок, принимая, чтопри передаточном числе зубчатой передачи и > 2.5 шестерня изготавливается в видевал-шестерни.
/>
/>
Диаметр заготовки колеса равен />
Выбираем материалы зубчатых колес по табл. 1.1.[1]. Принимаемдля колеса и шестерни — сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхностизуба шестерни 269...302 НВ, Dm1= 125 мм, Dm1>Dm твердостьповерхности зуба колеса 235...262 НВ, Sm1= 80 мм, Sm1> Sm. Средние значениятвердости поверхности зуба шестерни и колеса
/>
/>
3.3Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения
Для их определения используем зависимость
/>
Пределы контактной выносливости найдем по формулам табл. 2.1 [1]:
/>
/>
Коэффициенты безопасности SН1=l,l, SН2=l,l (табл. 2.1 [1]).
Коэффициенты долговечности:
/>
Вазовые числа циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [1]):
/>, />
Эквивалентные числа циклов напряжений
/>
где мh=0,125 — коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (табл. 3.1 [1]).
Суммарное число циклов нагружения
/>;/>
где с = 1; th — суммарноевремя работы передачи,
/>
Здесь ПВ=0,01ПВ%=0,01·15=0,15 – продолжительность включения
В результате расчетов получим:
/>ч.
/>;/>
/>; />
/>; />
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
/>;/>
Допускаемые контактные напряжения для шевронной передачи:
/>
Допускаемые напряжения изгиба
Вычислим по формуле
/>
Для определения входящих в формулу величин используем данные табл.4.1. [1].
Пределы изгибной выносливости зубьев:
/>
/>
Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1=1,7; SF2=1,7;
Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки,для нереверсивного привода: КFC1=1;КFC2=1.
Коэффициенты долговечности
/>
где qj — показательстепени кривой усталости, q1 = 6, q2 =6 (табл. 3.1 [1]);
NF0=4·106 — базовое число циклов при изгибе.
Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе
/>
где мF1=0,038, мF2=0,038 – коэффициенты эквивалентности для легкого режимаработы (табл. 3.1 [1]), тогда
/>; />
Поскольку /> примем /> вычислим
/>
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
/>; />
3.4Проектный расчет передачиМежосевое расстояние
/>, мм
где Ка = 410 для шевронных передач.
Коэффициент ширины зубчатого венца для шевронных передач примемшba= 0,5 (ряд на с. И). На этапе проектногорасчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки КН =1.2.
Тогда
/>
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшею: большегостандартного значения (табл. 6.1 [1]): аw<sub/>= 200 мм.
Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля
mп =(0,01...0,02)aw = (0,01...0,02)200 = 2...4 мм. J
Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2,5 мм(табл. 5.1 [1]). Суммарное число зубьев передачи
/>
Полученное значение Z’У округлим до ближайшего целого числа ZУ=139 и определим делительный угол наклона зуба
/>
Число зубьев шестерни
/>
Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=28. Число зубьев колеса Z2 = ZУ– Z1 = 139 — 28 = 111.
Фактическое передаточное число
/>.
При /> отличие фактического передаточногочисла от номинального должно быть не больше 2,5 %.
/>
Поскольку Z1> 17, примем коэффициенты смещениях1= 0, х2= 0.
Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширина зубчатого венца колеса
/> мм
Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2...5 мм больше чем bw2. Примем bw1 = 105 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности
/>
/>;
/>
окружности вершин зубьев
/>
/>;
/>
окружности впадин зубьев
/>
/>;
/>
Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
/> м/с
Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст= 8 (табл. 8.1 [1]), учитывая, что nст= 8 для закрытых зубчатых передач применятьне рекомендуется.
3.5Проверочный расчет передачиПроверка контактной прочности зубьев
Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используемформулу:
/>
где Zу = 8400 для шевронныхх передач.
Коэффициент контактной нагрузки
/>
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
/>
где А=0.15 для шевронных передач;
Kw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев. При НВ2 ≤ 350для определения Kw используем выражение
/>
Тогда />
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки ПО ширине колеса
/>
где /> — коэффициент неравномерности распределениянагрузки в начальный период работы.
Для определения /> найдем коэффициент ширины венца подиаметру
/>
По значению /> определим /> методом линейной интерполяции(табл. 9.1 [1]), тогда
/>.
Динамический коэффициент KHV=1,1 определим методом линейной интерполяции (табл. 10.1. [1])
Окончательно найдем
/>
/>
Проверка изгибист прочности зубьев
Напряжения изгиба в зубе шестерни
/>
Коэффициент формы зуба при хj = 0
/>
где /> - эквивалентное число зубьев
/>; />
/>; />
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
/>
Коэффициент торцевого перекрытия
/>
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
/>
Коэффициент нагрузки при изгибе
/>.
Для определения составляющих коэффициентов используем следующиезависимости:
/>
/>
/>
/>
Тогда
/>
Напряжение изгиба в зубьях колеса
/>
3.6Силы в зацеплении
Окружная сила
/>.
Распорная сила
/>
Осевая сила
/>
/>4. Расчет клиноременнойпередачи 4.1Исходные данные
Крутящиймомент на ведущем шкиве Т1 =214,5 Нм
Частота вращенияведущего шкива n1 =975 мин
Передаточноечисло ременной передачиu = 2
Характернагрузки переменная
4.2Расчет параметров передачиВыбор ремня
По величинекрутящего момента Т1 выбираем ремень С нормального сечения (табл. 1.3[1]). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d1min = 200 мм, ширина нейтрального слоя bр = 19 мм, площадь поперечного сечения одного ремня А = 230 мм2,масса 1 погонного метра qm = 0,3кг/м (табл. 1.3 [1]).
Определениегеометрических размеров передачи.
Диаметр ведущегошкива
/>
Округляемd1 до ближайшего стандартного значения d1 = 250мм.
Диаметр ведомогошкива
/>
Округляемd2 до ближайшего стандартного значения d2 = 500мм.
Межосевоерасстояние и длина ремня.
Предварительноезначение межосевого расстояния
/>
Для определениядлины ремня используем зависимость
/>
ОкругляемL до стандартного значения L=3550 мм.
Принятое|значение L удовлетворяет ограничениям Lmin≤L≤Lmax (табл.1.3 [1]).
Уточняеммежосевое расстояние по формуле
/>,
где />
/>
Окончательнополучим
/>
Угол обхватана ведущем шкиве
/>
Скоростьремня
/>
Окружноеусилие
/>
Частота пробеговремня
/>
Допускаемоеполезное напряжение />,
где уt0 — приведенное полезное напряжение; Са — коэффициент,учитывающий влияние угла обхвата,
/>
Ср — коэффициент режима работы,
/>
Здесь nc = 2 — число смен работы передачи в течениесуток; Сn=0,85 — коэффициент нагружения при переменнойнагрузке.
Приведенноеполезное напряжение для нормальных ремней
/>
где Си — коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,
/>
В результатерасчета получим
/>
Число ремней
Зададимсяначальным значением Z=3 и по табл. 3.3выберем Сz =0,95. Определим расчетное число ремней
/>
Полученноезначение Z' округлим до ближайшего большего целогочисла Z=5. Для этого числа ремней Сz = 0,9 (табл. 3.3). Подставим Сz — в формулу для Z' и в результате расчета получим Z' = 4,39 Поскольку Z’<Z, окончательно примем Z = 5.
Сила предварительногонатяжения одного ремня
/>
Сила, действующаяна валы передачи,
/>
/>
5. Проектный расчетвалов и выбор подшипников
5.1 Проектный расчет входноговала редуктора
5.1.1 Выбор материала иопределение минимального диаметра вала
Назначаем материал вала –Сталь 40Х, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =640 МПа; sВ =790 МПа;
Приближенно оцениваем диаметрконсольного участка вала при [t]=25 МПа:
/>
По стандартному ряду принимаемdB=45 мм.
5.1.2 Определение диаметровучастков вала
/>
Рисунок 2
Диаметры участков вала (рис.2) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].
dП = dB+5…10 = 45+5 = 50 мм,
dБП = dП +5…10 = 50+5 = 55 мм.
В качестве опор примем подшипник210 ГОСТ 8338-75
5.2 Проектный расчет выходноговала редуктора
5.2.1 Выбор материала иопределение минимального диаметра вала
Назначаем материал вала –Сталь 45, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =540 МПа; sВ =780 МПа.
Приближенно оцениваем диаметрконсольного участка вала при [t]=25 МПа:
/>
По стандартному ряду принимаемdB=70 мм.
5.2.2 Определение диаметровучастков вала
/>
Рисунок 3
Диаметры участков вала (рис.3) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].
dП = dB+5…10 = 70+10 = 80 мм,
dБП = dП +5…10 = 80+10 = 90 мм,;
dK>dП, принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dK =85 мм;
dБК = dK<sub/>+5…10 = 85+10 = 95 мм
В качестве опор примем подшипник216 ГОСТ 8338-75
/>/>6. Проверочный расчетвалов 6.1Проверочный расчет быстроходного вала 6.1.1Исходные данные
Схема нагружения представленана рисунке 4.
Силы действующие на вал:
— окружная сила />.
— распорная сила />
— осевая сила />
— сила действия ременной передачи
/>
/>
Рисунок 4. Схема нагружениявала.
6.1.2Определение реакций в опорахОпределим реакции в опорах
/>YB·0,172 – Ft·0,086 = 0
/>
/> YA +YB–Ft = 0
YA =Ft — YB = 10015,5 – 5007,7= 5007,7 H
/>XB·0,172 + Fr·0,086+ Fb·0,065 = 0
/>
/> XA +XB +Fr<sub/>- Fb = 0
XA = — XB — Fr -Fb = -(-2366,8) – 4196-711,2= -2540,4 H
Полученные реакции в опорах
YА = 5007,7 H;YВ = 5007,7 Н; XА = -2366,8 H; XВ = -2540,4 Н.
6.1.3Проверочный расчет на статическую и усталостную прочностьСтроим эпюры изгибающих моментовМx и Мy в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 5)
Выбираем опасные сечения:А-А и Б-Б (рисунок 4)
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается канавкойдля выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарныйи крутящий моменты возьмем в середине опоры. Моменты по осям и крутящий моментыимеют следующие значения: МХ = 0 Нм; МY = 46,2 Нм; Т=403,5 Нм.
Суммарный момент равен:
/>
Эквивалентный момент равен
/>
Диаметр вала в рассчитываемомсечении
/>,
где [уИ] — допускаемоенапряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
/>
/>
Рисунок 5 Эпюры моментов
Так как полученный диаметрменьше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно,вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала,полученный при предварительном расчете d = 50 мм
Условие усталостной прочностиимеет вид:
/>
где [S] — требуемый коэффициент запаса прочности;с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
/>
где у-1 — пределвыносливости материала при изгибе; у-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл.3.5.);
kу — эффективныйкоэффициент концентрации напряжений при изгибе; kу= 1,75 ([2], стр. 66,табл. 3.6.);
в — коэффициент поверхностногоупрочнения; в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еу — коэффициент,учитывающий влияние поперечных размеров вала; еу = 0,77 ([2], стр. 68,табл. 3.7.);
уa — амплитуда циклов нормальных напряжений;
/>;
уm — среднее напряжение цикла нормальныхнапряжений; уm=0 ;
шу — коэффициент,характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шу= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
/>
Sф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
/>,
где ф-1 — пределвыносливости материала при кручении; ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл.3.5.);
kф — эффективныйкоэффициент концентрации напряжений при кручении; kф = 1,5 ([2], стр.66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еф — коэффициент,учитывающий влияние поперечных размеров вала; еф = 0,81 ([2], стр. 68,табл. 3.7.);
фa — амплитуда циклов касательных напряжений;
/>;
фm — среднее напряжение цикла касательныхнапряжений; фm=0 МПа; шф-коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
/>
/>
следовательно прочность обеспечена
Сечение Б-Б.
Концентрация напряжений вызываетсязубьями шестерни; моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ= 430,7 Нм; МY= 218,5 Нм; Т=403,5 Нм.
Суммарный момент равен:
/>
Эквивалентный момент равен
/>
Диаметр вала в рассчитываемомсечении
/>,
где [уИ] — допускаемоенапряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
/>
Так как полученный диаметрменьше диаметра впадин шестерни, полученным в предварительном расчете, следовательновал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученныйпри предварительном расчете d = 74,575 мм
Условие усталостной прочностиимеет вид:
/>
где [S] — требуемый коэффициент запаса прочности;с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
/>
гдеу-1 = 250 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 1,66 ([2],стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,7 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еу = 0,74 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>;
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.65, табл. 3.5.),
/>
Sф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
/>,
где ф-1 = 150 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,54 ([2],стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,7 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еф = 0,786 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>;
фm=0 МПа;
шф = 0 ([2], стр.65, табл. 3.5.),
/>
/>
следовательно прочность обеспечена.
6.2Проверочный расчет тихоходного вала 6.2.1Исходные данныеСхема нагружения представленана рисунке 6.
Силы действующие на вал:
— окружная сила />.
— распорная сила />
— осевая сила />
— сила действия муфты />
где dм — диаметр расположения элементов муфты с помощью которыхпередается крутящий момент; примем dм = 3dв = 3·0,070 = 0,21 мм
/>Н
/>
Рисунок 6. Схема нагружениявала
6.2.2Определение реакций в опорахОпределим реакции в опорах
/>YB·0,18 + Ft·0,09 – Fм·0,355 = 0
/>
/> YA +YB+Ft — Fм = 0
YA =Fм -Ft — YB=4317,7 -10015,5 –3507,7= -9205,5 H
/>XB·0,18 — Fr·0,09 = 0
/>
/> XA +XB-Fr = 0
XA =Fr — XB = 4096-2098 = 2098 H
Полученные реакции в опорах
YА = -9205,5 H;YВ = 3507,7 Н; XА = 2098 H; XВ = 2098 Н.
6.2.3Проверочный расчет на статическую и усталостную прочностьСтроим эпюры изгибающих моментовМX и МY в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 7)
Выбираем опасные сечения:А-А и Б-Б (рисунок 6).
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается шпоночнымпазом; по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 828,5Нм; МY = 188,8 Нм; Т=1511,2 Нм
/>
Рисунок 7 Эпюры моментов.
Суммарный момент равен:
/>
Эквивалентный момент равен
/>
Диаметр вала в рассчитываемомсечении
/>,
где [уИ] — допускаемоенапряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
/>
Так как полученный диаметрменьше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательновал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученныйпри предварительном расчете d = 85 мм
Условие усталостной прочностиимеет вид:
/>
где [S] — требуемый коэффициент запаса прочности;с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
/>
гдеу-1 = 250 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 1,75 ([2],стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еу = 0,785 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>;
где b=0,022 м – ширина шпоночного паза;
t1=0,009 м – глубина шпоночного паза;
/>
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.65, табл. 3.5.),
/>
Sф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
/>,
где ф-1 = 150 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,5 ([2],стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еф = 0,745 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>
фm=0 МПа; шф = 0 ([2], стр. 65,табл. 3.5.),
/>
/>
следовательно прочность обеспечена.
Сечение Б-Б
Концентрация напряжений вызываетсяканавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника,то моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ =755,6 Нм; МY= 0 Нм; Т=1511,2 Нм.
Суммарный момент равен:
/>
Эквивалентный момент равен
/>
Диаметр вала в рассчитываемомсечении
/>,
где [уИ] — допускаемоенапряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
/>
Так как полученный диаметрменьше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно,вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала,полученный при предварительном расчете d = 80 мм
Условие усталостной прочностиимеет вид:
/>
где [S] — требуемый коэффициент запаса прочности;с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
/>
Где у-1 = 250 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 2,5 ([2], стр.66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еу = 0,81 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>;
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.65, табл. 3.5.),
/>
Sф — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
/>,
где ф-1 = 150 МПа([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,8 ([2],стр. 66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл.3.8.);
еф = 0,76 ([2],стр. 68, табл. 3.7.);
/>;
фm=0 МПа;
шф = 0 ([2], стр.65, табл. 3.5.),
/>
/>
следовательно прочность обеспечена.
/>/>7. Проверочный расчет подшипниковыхопор 7.1Расчет подшипниковых опор быстроходного вала 7.1.1Исходные данные:
частота вращения вала n =487,5 об/мин,
требуемая долговечность подшипниковL10h= 5256 часа
осевая сила FА= 0 Н
подшипник шариковый радиальный№210
7.1.2Расчет опорРеакция в левой опоре
/>,
где YА = 5007,7H; XА = -2366,8 H – реакции в опоре
/>
Реакция в правой опоре
/>
где YВ = 5007,7Н; XВ = -2540,4 Н – реакции в опоре
/>
Для этого подшипника по справочнику([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 35100 Н, С0r = 19800 Н
Вычисляем эквивалентные динамическиерадиальные нагрузки
РE1 = VFr1Kу KT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 — коэффициент вращенияколеса;
Kу = 1,2 — коэффициентдинамической нагрузки
KT = 1 — температурный коэффициент
РE1 = 1·5538,8··1,2·1=6646,6 H
РE2 = 1·5615,2··1,2·1=6738,2 H
Для наиболее нагруженного2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
/>
Так как Стр<Сr (35097 < 35100), то предварительнонамеченный подшипник подходит.
7.2Расчет подшипниковых опор быстроходного вала 7.2.1Исходные данные:частота вращения вала n =125 об/мин,
требуемая долговечность подшипниковL10h= 5256 часов
осевая сила FА= 0 Н
подшипник шариковый радиальный№216
7.2.2Расчет опор
Реакция в левой опоре
/>,
где YА = -9205,5H; XА = 2098 H – реакции в опоре
/>
Реакция в правой опоре
/>
где YВ = 3507,7Н; XВ = 2098 Н – реакции в опоре
/>
Для этого подшипника по справочнику([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 70200 Н, С0r = 45000 Н
Вычисляем эквивалентные динамическиерадиальные нагрузки
РE1 = VFr1Kу KT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 — коэффициент вращенияколеса;
Kу = 1,2 — коэффициентдинамической нагрузки
KT = 1 — температурный коэффициент
РE1 = 1·9441,5··1,2·1=11329,8 H
РE2 = 1·4087,2··1,2·1=4904,7 H
Для наиболее нагруженного1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
/>
Так как Стр<Сr (38559<70200), то предварительно намеченныйподшипник подходит.
/>/>привод конвейерэлектродвигатель редуктор
8. Выбор и расчетшпоночных соединений 8.1Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи 8.1.1Исходные данные
диаметр вала d = 45 мм
крутящий момент Т = 403,5Нм
8.1.2Выбор шпонкиПредварительно принимаем призматическуюшпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 14 мм,
высота шпонки h = 9 мм,
длина шпонки l = 63 мм,
глубина паза на валу t1= 5,5 мм,
глубина паза ступицы t2= 3,8 мм.
8.1.3Расчет на смятиеУсловие прочности на смятие
/>
где [усм] — допускаемоенапряжение на смятие; [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр — рабочая длинашпонки; lр = l — b = 63 — 14 = 49 мм.
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
8.1.4Расчет на срезУсловие прочности на срез
/>,
где [фср] — допускаемоенапряжение на срез; [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
8.2Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом. 8.2.1Исходные данныедиаметр вала d = 85 мм
крутящий момент Т = 1511,2Нм
8.2.2Выбор шпонкиПредварительно принимаем призматическуюшпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 22 мм,
высота шпонки h = 14 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1= 9 мм,
глубина паза ступицы t2= 5,4 мм.
8.2.3Расчет на смятиеУсловие прочности на смятие
/>
где [усм] = 100МПа ([2], стр. 74);
lр = l — b = 90- 22 = 68 мм.
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
8.2.4Расчет на срезУсловие прочности на срез
/>,
где [фср] = 100МПа ([2], стр. 74);
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
8.3Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи
8.3.1Исходные данные
диаметр вала d = 70 мм
крутящий момент Т = 1511,2Нм
8.3.2Выбор шпонкиПредварительно принимаем призматическуюшпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 20 мм,
высота шпонки h = 12 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1= 7,5 мм,
глубина паза ступицы t2= 4,9 мм.
8.3.3Расчет на смятиеУсловие прочности на смятие
/>
где [усм] = 100МПа ([2], стр. 74);
lр = l — b = 90- 20 = 70 мм.
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
8.3.4Расчет на срез
Условие прочности на срез
/>,
где [фср] = 100МПа ([2], стр. 74);
/>
следовательно, условие прочностиобеспечено.
/>
9. Расчет элементовзубчатых колес редуктора
9.1Цилиндрическая шестерня шевронной передачи
Шестернюшевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметромвала (dБП=55мм) и диаметром впадин шестерни (df1= 74,575 мм). Ширина шестерни b1= 105 мм.
9.2Цилиндрическое колесо быстроходной передачи
Диаметрступицы:
dступ= (1,5...1,8)·dК = 1,5 · 85 = 128 мм.
Длинаступицы:
Lступ= (0,8...1,5)·dК = 1,0 · 85 = 85 мм.
Длинуступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатоговенца:
Lступ= b2 = 100 мм.
Толщинаобода:
до= 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм
гдеb2 = 100 мм — ширина зубчатого венца.
Толщинадиска:
С= (д0+0,5·(Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75-50))= 20,5 мм = 20 мм.
Внутреннийдиаметр обода:
Dобода= Df2 — 2·д0= 313,165-2·10,5= 292 мм.
Диаметрцентровой окружности:
DCотв.= 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм
Диаметротверстий:
Dотв.= (Doбода+dступ.)/8 = (292+128)/8=52,5мм=52 мм.
/>
10. Расчет элементовкорпуса редуктораДляредукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимойпрочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:
д= 1,3 · (TIII)1/4= 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм
Вместах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщинустенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
д1= 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм
Плоскостистенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом
r= 0,5 · д = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Плоскостистенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом
R= 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.
Толщинавнутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна
0,8· д = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.
Учитываянеточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны бытьна 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемыеповерхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5)· д. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Толщинастенки крышки корпуса
д3= 0,9 · д = 0,9 · 9 = 8,1 мм.
Округляя,получим д3 = 8,0 мм.
Диаметрвинтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента навыходном валу редуктора:
d= 1,25 · (TIII)1/3= 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм
Принимаемd = 14,0 мм.
Диаметрштифтов
dшт= (0,7...0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм.
Принимаемdшт = 10,0 мм.
Диаметрвинтов крепления редуктора к плите (раме):
dф= 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм.
Принимаемdф = 18,0 мм.
Высотуниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0= 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.
/>/>
11. Выбор системысмазкиСмазываниеэлементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемоевнутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примернона 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности:
V= 0,25 · 19 = 4,75 дм3.
Потаблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH= 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерноравна 34 · 10-6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (поГОСТ 20799-75).
Выбираемдля подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[6]).Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
/>12. Сборка редуктора
Детали перед сборкой промытьи очистить.
Сначала собираем валы редуктора.Ставим колесо, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы вкорпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкойи стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняетсямаслом. Обкатываем 3 часа, потом промываем.
Литература
1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/Г.Л. Баранов – 2.е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2007, 222 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин:Справ. пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. — Мн.:Выш. школа, 1982. — 334 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструированиеузлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов.- М.: Высшая школа, 1985 — 416 с., ил.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник длястудентов высш. техн. учебн. заведений. — М.: Высш. шк., 1991. — 383 с., ил.
5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. –7-е изд., — Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
6. Чернавский С.А.Курсовое проектированиедеталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектированиедеталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.:ил.