Проектирование привода цепного конвейера
Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.03.2015 |
| Размер файла | 954,9 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Сибирский государственный университет путей сообщения
Кафедра "Подъёмно-транспортные, путевые, строительные и дорожные машины и оборудование"
ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА
Курсовой проект по дисциплине
"Детали машин и основы конструирования"
Руководитель: доцент Игнатюгин В.Ю.
Разработал: студент гр. ММ-311
Чертенков Д.М.
Содержание
- Техническое задание
- 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- 2. Расчёт клиноремённой передачи
- 3. Расчёт червячной передачи
- 4. Ориентировочный расчет валов
- 5. Эскизная компоновка редуктора
- 6. Приближенный расчет валов
- 6.1 Расчет быстроходного вала
- 6.2 Расчет промежуточного вала
- 6.3 Расчет тихоходного вала
- 7. Подбор подшипников качения
- 7.1 Подбор подшипников для вала I
- 7.2 Подбор подшипников для вала II
- 7.3 Подбор подшипников для вала III
- 8. Конструирование деталей редуктора
- 8.1 Конструирование элементов корпуса
- 8.2 Конструирование зубчатых колес
- 8.3 Конструирование звездочек большой передачи
- 9. Подбор и проверка шпонок
- 10. Подбор шлицевых соединений
- 11. Выбор посадок
- 12. Выбор муфты
- 13. Уточненный расчет валов
- 14. Выбор смазки
- 15. Порядок сборки и разборки редуктора
- Список использованных источников
Техническое задание
Спроектировать привод цепного конвейера по следующим исходным данным [1]:
Окружное усилие на звездочках: Ft = 45 кН;
Скорость на звездочках: х = 0,4 м/с;
Шаг тяговой цепи: pц = 80 мм;
Число зубьев тяговых звездочек: z = 11;
Срок службы привода: L = 8 лет.
Дополнительные исходные данные:
Нереверсивная работа;
Число смен работы - 2 смены;
Продолжительность включения ПВ=0,15;
Конструкция корпуса редуктора - сварная.
Задана схема привода цепного конвейера (рисунок 1), включающая в себя двигатель, ремённую передачу, червячныйредуктор, муфтуи цепную передачу. Принцип работыпривода цепного конвейера: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на малый шкив ремённой передачи 2. С помощью ремня момент передаётся на большой шкив 3, а оттуда на червяк 5. Червяк входит в зацепление с червячным колесом 4, которое передаёт момент через муфту 6 на звездочки цепной передачи 8 и 9.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Цель: Выбрать электродвигатель и выполнить кинематический расчёт привода цепного конвейера.
Исходные данные: см. "Техническое задание".
Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.
1) Мощность на приводном валуРIII, кВт:
РIII = Ft·х; (1.1)
где Ft - окружное усилие, кН; х - скорость вращения вала, м/с.
РIII =45·103·0,4=18 кВт.
2) Частота вращения приводного валаnIV, об/мин, не заданная в явном виде, может быть определена по формуле
nIII= 60·103·х / (zpц); (1.2)
где z - число зубьев звездочки тяговой цепи; pц-шаг тяговой цепи, мм; число 60 осуществляет перевод минут в секунды, 103 - миллиметры в метры.
nIII=60·103· 0,4 / (11·80) =27,27об/мин.
3) Общий КПД привода равен:
з=з1з2зм; (1.3)
где з1-КПД клиноремённой передачи,з1=0,95; з2-КПД червячной передачи, з2=0,77; зм - КПД муфты, зм= 0,98. Значения КПД отдельных ступеней с учетом потерь на трение в подшипниках приведены в [1]. Выбранный электродвигатель должен иметь номинальную по каталогу мощность Рэд, ближайшую большую потребной Р. Допускается перегрузка не более 5%. Следует помнить, что элементы привода рассчитывают не по номинальной мощности двигателя Рэд, а по потребной мощности Р, которую он фактически будет развивать при установившемся режиме.
з= 0,95·0,77·0,98=0,72.
4) Потребную мощность двигателя определяют с учетом потерь во всех звеньях кинематической цепи P, кВт:
P = РIII/з; (1.4)
P = 18/0,72=25кВт.
5) Ориентировочное общее передаточное отношение привода u, определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней по формуле:
u = u1 u2; (1.5)
где u1 - передаточное отношение клиноремённой передачи, u1= 3; u2 - передаточное отношение червячной передачи, u2= 18;
u =3·18= 54.
6) Потребная частота вращенияn, об/мин по формуле
n = nIIIu; (1.6)
n = 27,27·54 = 1473об/мин.
7) Выбор электродвигателя. В соответствии с потребными мощностью и частотой вращения принят электродвигатель АИР180M4 [1]. Его паспортные данные: номинальная мощность: Pэд = 30 кВт; номинальная частота вращения nэд = 1470 об/мин; диаметр вала dэд = 55 мм.
8) Уточнённое передаточное отношение uнаходится по формуле:
u =nэд/nIII; (1.7)
u =1470/27,27=53,9.
Рассчитанное передаточное отношение меньше ориентировочного. Оставлено без изменения u2 = 18; уточнено предварительно принятое передаточное отношение ремённой передачи по формуле
u2 = u/u1; (1.8)
u =53,9/18=2,995 = 3.
9) Мощности на валах, кВт по формуле
PI=Pз1; PII= PIз2; PIII=PIIзм; (1.9)
PI=25 • 0,95 = 23,75кВт;
PII=23,75·0,77=18,3кВт;
PIII=18,3 · 0,98=18кВт;
10) Частоты вращения валов, об/мин:
nI=n/ u1; nII=nIII=nI/ u2; (1.10)
nI= 1470/3 = 490об/мин;
nII=490/18=27,22 об/мин;
11) Вращающие моменты на валах, Н·м:
TI =9550PI/nI; TII = 9550PII/nII; TIII= 9550PIII/nIII (1.11)
Т = 9550 • 25/1470 = 162,4 Н•м
TI =9550·23,75/490=462,9Н·м;
TII =9550·18,3/27,22= 6420,5Н·м;
TIII=9550·18 /27,22 = 6315,2Н·м;
Анализ расчётов.
1. Окончательно принятые передаточные отношения находятся в рекомендуемых пределах.
2. Рассчитанные значения nIII и PIII в пунктах 9 и 10 соответствуют заданным.
привод цепной конвейер подшипник
2. Расчёт клиноремённой передачи
Цель: рассчитать параметры клиноремённой передачи
Исходные данные:
Мощность на ведущем валу Pэд = 25 кВт.
Частоты вращения валов: nэд= 1470 об/мин, n1 = 490об/мин.
Передаточное отношение u1 = 3.
Вращающие моменты на валах: Т = 162,4 Н•м, Т1 = 462,9Н·м.
Работа двухсменная, передача горизонтальная.
По номограмме [2] выбрано сечение клинового ремня B. Его характеристики: d1 = 200мм, lp = 1,9, W = 22мм, То = 13,5, А = 230 мм2.
Диаметр большого шкива d2, мм:
d2 = d1u (1 - е), (2.1)
где е - относительное скольжение ремня, е = 0,01.
d2 = 200 • 3 • (1 - 0,01) = 594 мм
Принят диаметр ведомого шкива, равный 560 мм по ГОСТ 1783-73.
Уточнённое передаточное отношение u:
u = d2/ (d1 (1 - е)) = 560/ (200 • (1 - 0,01)) = 2,83. (2.2)
Межосевое расстояние назначается предварительно из интервала amin ? a?amax.
amin = 0,55 (d1 + d2) + To = 0,55 • (200 + 560) + 13,5 = 431,5мм. (2.3)
amax = d1 + d2 = 200 + 560 = 760 мм. (2.4)
Принято межосевое расстояние 500 мм.
Длина ремня L, мм:
L= 2а + 0,5р (d1 + d2) + (d2-d1) 2/ (4а) = 2 • 500 + 0,5 • 3,14 • (200 + 560) + (560 - 200) 2/ (4 • 500) = 2258 мм
Принята длина ремня Lp = 2240 мм по ГОСТ 1284.1 - 80.
Уточнённое межосевое расстояние а, мм:
а = 0,25 [ (Lp - w) + ( (Lp - w) 2 - 2y) (1/2)], (2.6)
где w = 0,5р (d1 + d2) = 0,5 • 3,14 • (200 + 560) = 1193мм; y = (d2-d1) 2 = (560 - 200) 2 = 129600мм.
a = 0,25 • [ (2240 - 1193) + ( (2240 - 1193) 2 - 2 • 129600) (1/2)] = 490,5мм.
Угол обхвата меньшего шкива б1:
б1 = 180о - 57 ( (d2-d1) / а) = 180о - 57 • ( (560 - 200) / 490,5) = 138о. (2.7)
Необходимое для передачи необходимой мощности число ремней z:
z = (PCp) / (PoCLCбCz), (2.8)
где Ср - коэффициент режима работы, Ср = 1,2,Ро - мощность, кВт, допускаемая одним ремнём, Ро = 8,23 кВт, CL-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, CL = 0,91, Сб - коэффициент угла обхвата, Сб = 0,89, Сz-коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, Сz = 0,9.
z = (25 • 1,2) / (8,23 • 0,91 • 0,89 • 0,9) = 5
Принято число ремней равным 5.
Предварительное натяжение ветви клинового ремня Fo, Н:
Fo = ( (850РСрСL) / (zхCб)) + их2, (2.9)
где и - коэффициент, учитывающий центробежную силу, и = 0,3 (Н•с2) /м2; х - скорость, м/с.
х = (рd1n1) / 60000 = (3,14 • 200 • 1470) / 60000 = 15,4 м/с. (2.10)
Fo = ( (850 • 25 • 1,2 • 0,91) / (5 • 15,4 • 0,89) + 0,3 • 15,42 = 410 Н
Сила, действующая на валы Fв, Н:
Fв = 2Fоzsin (б/2) = 2 • 410 • 5 • sin69o = 3828H. (2.11)
Рабочий ресурс ремней Но, ч:
Но = ( (у-1/уmax) 8 • 107хп) / (3600 (х / Lp) z), (2.12)
гдеу-1 - предел выносливости для клиновых ремней, у-1 = 7 МПа; уmax - максимальное напряжение в сечении ремня;
уmax = у1 + уи + ух, (2.13)
где у1 - напряжение от растяжения, уи - напряжение от изгиба, ух - напряжение от центробежной силы.
у1 = F1/A, (2.14)
где F1 - натяжение ведущей ветви, Н.
F1 = F0 + 0,5Ft, (2.15)
где Ft - окружное усилие, действующее в передаче, Н.
Ft = 2Т / d1 = 2 • 162,4 • 103/200 = 1624 H. (2.16)
F1 = 410 + 0,5 • 1624 = 1222 H.
у1 = 1222/230 = 5,3МПа
уи = Еид / d1, (2.17)
где Еи - модуль упругости, Еи = 200 МПа; д - толщина ремня, д = 0,03d1 = 0,03 • 200 = 6 мм.
уи = 200 • 6/200 = 6 МПа
ух = сх2•10-6, (2.18)
где с - плотность ремня, с = 1200 кг/м3.
ух = 1200 • 15,42 • 10-6 = 0,28 МПа
уmax = 5,3 + 6 + 0,28 = 11,6 МПа
Но = ( (7/11,6) 8 • 107 • 2) / (3600 • (15,4/2240) • 5) = 2842ч.
3. Расчёт червячной передачи
Цель: Вычислить геометрические данные червячной передачи.
Исходные данные:
Момент на ведомом валу Т2 = 6420,5 Н•м.
Частота вращения ведомого вала n2 = 27,22 об/мин.
Передаточное отношение u2 = 18.
Передача нереверсивная, материал венца колеса БрА9ЖЗЛ, ресурсtУ = 16000 ч.
Тип червяка - Архимедов.
Рисунок 3.1 - Кинематическая схема червячной передачи
Скорость скольжения хs, м/с:
хs = (4n1/104) T (1/3).
Для венца червячного колеса принята безоловянистая бронза БрА9Ж3Л, отливка в кокиль, со следующими характеристиками: допускаемые изгибные напряжения [у0F] ' = 85 МПа, предел прочности [уВ] = 490 МПа, предел текучести [уТ] = 236 МПа.
Допускаемые контактные напряжения [уН] ', МПа:
[уН] ' = 300 - 25хs (3.1)
Для червяка принята сталь 40Х.
Число циклов нагружения вала колеса N:
N = 60n2tУ (3.2)
Коэффициент долговечности по контактной выносливости KHL:
KHL = (107/N) (1/8) (3.3)
В расчётах принимают значения, находящиеся в пределах
0,63 ?KHL? 1,15 (3.4)
Коэффициент долговечности поизгибу KFL:
KFL = (106/N) (1/9) (3.5)
Для передач машинного привода он должен находиться в пределах
0,543 ? KFL ? 1 (3.6)
Допускаемое контактное напряжения [уН], МПа:
[уН] = [уН] 'KHL. (3.7)
Допускаемое изгибное напряжение [у0F], МПа:
[у0F] = [у0F] 'KFL (3.8)
Принята 7-я степень точности. Коэффициенты: концентрации нагрузки KНв = 1; динамической нагрузки Ku?= 1,2.
Межосевое расстояние из расчёта по контактным напряжениям aw, мм:
aw = 61 ( (Т2KН) / [уН] 2) (1/3) (3.9)
Делительный диаметр червяка d1, мм:
d1 = mq, (3.10)
где q - коэффициент диаметра червяка.
Рисунок 3.2 - Червячное зацепление
q = z2/4 (3.11)
m = 2a / (z2 + q) (3.12)
где а - делительное межосевое расстояние.
а = 0,5m (z2 + q). (3.13)
Коэффициент смещения инструмента х2:
х2 = (аw - а) / m. (3.14)
Начальный диаметр червяка dw1, мм:
dw1 = (q + 2x2) m. (3.15)
Диаметр вершин колеса da2, мм:
da2 = m (z2 + 2 + 2x2). (3.16)
Диаметр впадин колеса df2, мм:
df2 = m (z2 - 2,4 + 2x2). (3.17)
Начальный угол подъёма винтовой линии yw:
гw = arctg (z1/ (q+ 2x2)) (3.18)
Делительный угол подъёма винтовой линии y:
г = arctg (z1/q). (3.19)
Делительный диаметр колеса d2, мм:
d2 = mz2. (3.20)
Максимальный диаметр колеса dам2, мм:
dам2 = da2 + 6m / (z1 + 2). (3.21)
Диаметр вершин червяка da1, мм:
da1 = m (q + 2). (3.22)
Диаметр впадин червяка df1, мм:
df1 = m (q - 2,4). (3.23)
Длина нарезной части червяка b1, мм:
b1 = (11 + 0,06z2) m. (3.24)
Ширина венца колесаb2, мм: b2 = 0,75da1 (3.25)
Угол обхвата червяка:
2д = 2b2/ (da1 - 0,5m). (3.26)
Рабочее контактное напряжение уН, МПа:
уН = (475/d2) (T2KH / dw1) (1/2) ? [уН]. (3.27)
Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе Ft1 = Fa2, H:
Ft1 = Fa2 = 2T1/d1. (3.28)
Окружное усилие на колесе, равное осевому усилию на червякеFt2 = Fa1, H:
Ft2 = Fa1 = 2T2/d2. (3.29)
Радиальное усилие Fr, H:
Fr = Ft2tgб / cosгw. (3.30)
Эквивалентное число зубьев колесаzv2:
zv2 = z2/cos3гw. (3.31)
Рабочее изгибное напряжение у0F, МПа:
у0F = 0,6Ft2KFYF/ (b2m) ? [у0F]. (3.32)
Механический КПД червячной передачиз:
з = 0,95tgгw / tg (гw + с'). (3.33)
где с' - приведённый угол трения.
В данном случае, что бы не было перегрева редуктора, требуется внешнее охлаждение, для чего на вал червяка проектируется вентилятор.
Уравнение теплового баланса:
t = t0 + (P1 (1 - з)) / (KTA (1 - ш)) KHEПВ ? [t], (3.34)
где t0 - температура окружающего воздуха, град; Р1 - мощность на быстроходном валу, Вт; KT - коэффициент теплоотдачи при обдуве корпуса вентилятором, KT = 29; А - площадь теплоотдающей поверхности, м2, соприкасающейся с воздухом и омываемой внутри корпуса маслом, включая 70% площади поверхности рёбер и бобышек;
А = 2 • 10-5aw1,7, (3.35)
где аw - межосевое расстояние, мм; ш - коэффициент, учитывающий теплоотвод в раму или плиту (шmax = 0,3); KHE - коэффициент эквивалентности; [t] - допускаемая температура масла, [t] = 95 оС.
В данном курсовом проекте расчёт червяка выполнен с помощью компьютерной программы APMWINMACHINEв модуле TRANS. Результаты расчётов приведены в приложении А.
4. Ориентировочный расчет валов
Ориентировочным способом следует рассчитывать все валы привода. Из расчёта по касательным напряжениям определяется диаметр вала d, мм:
, (4.1)
Где Т - крутящий момент на соответствующем валу (ТI, TII и т.д.), Нмм, он равен вращающему моменту; - допускаемое касательное напряжение; для сталей, используемых в валах, рекомендуется = 15.25 МПа, для опасного сечения (под шестерней, колесом) следует принимать =15 МПа, для хвостовика вала - = 25 МПа.
Исходные данные: TI=462,9Н·м,TII=6420,5Н·м, TIII=6315,2Н·м.
Рассчитаем быстроходный вал редуктора. Ступенчатая конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 4.
Рисунок 4 - Эскиз быстроходного вала редуктора
Ступенчатый вал должен имеет три ступени: подступичную часть d1 (головку), опорные участки d2и выступающую часть d3 (хвостовик). Для обеспечения осевой фиксации деталей, собираемых на валу, а также возможности съёма подшипника разность диаметров соседних участков вала должна быть d = 5.12 мм в интервале диаметров d= 20.80 мм.
Диаметр хвостовика вала I по формуле (56):
.
Диаметр гладкого вала II:
мм.
Выходной вал редуктора проектируем гладким (рисунок 6).
Рисунок 6 - Эскиз тихоходного вала редуктора
Диаметр гладкого вала III:
мм.
Принят = 130 мм.
5. Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка выполняется в следующей последовательности.
Вычерчивают оси валов, располагая их на межосевых расстояниях aw.
Вычерчивают контуры червячного колеса, тихоходного вала, радиально-упорные роликоподшипники средней серии, поставленные "враспор", и зазоры.
мм, (5.1)
где Ттх - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм.
Толщина стенок сварного корпусасв, мм
св = 0,8; (5.2)
св = 0,8·12,53 = 10,02мм.
Толщина стенки крышки корпуса1, мм
1 = 0,97 мм; (5.3)
1= 0,9 · 12,53 = 11,28 мм.
Вычерчивают контуры червяка, быстроходного вала, выполняемого обычно заодно с червяком, и проектируют подшипниковые узлы. На червяк действуют значительные осевые нагрузки, поэтому один из вариантов опор - радиально-упорные конические подшипники, поставленные "враспор".
При назначении ступицы колеса необходимо учитывать, что её длина должна быть больше диаметра вала по рекомендации:
(5.4)
2 = 0,8 · 12,53 = 10,02мм;
3=1,25· 12,53 = 15,66 мм.
Для обеспечения центрирования ступицы по цилиндрической поверхности. Диаметр ступицы назначается по соотношению
(5.5)
Вычерчивают валы с диаметрами и конструктивными решениями, принятыми в ориентировочном расчёте.
Назначаются радиально-упорные конические роликоподшипники лёгкой серии, поставленные "враспор"; расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника следует принимать 4 = 2.12 мм. Принято4=6 мм.
Таблица 6 - Размеры выбранных подшипников
|
Вал |
Условное обозначение подшипника |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
r, мм |
|
|
Ведущий |
7210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
|
|
Выходной |
7226A |
120 |
230 |
40 |
2 |
Конструируют подшипниковый узел для определения размеров консоли. Ориентировочно длину консоли (расстояние от середины подшипника до середины ступицы) назначают:
для быстроходного вала
, (5.6)
для тихоходного
, (5.7)
Расстояние между серединами опор червяка L, мм:
L1 = dам2 = 395 мм. (5.8)
Эскизная компоновка редуктора представлена на рисунке 7.
Рисунок 7 - Эскизная компоновка червячного редуктора
6. Приближенный расчет валов
Целью приближенного расчета является получение более достоверных результатов, чем в ориентировочном расчёте, так как диаметр вала определяют из расчёта на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающего моментов. В данном разделе исходными данными расчёта являются: силы, действующие на колёса, шкивы, звёздочки и т.д., расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.
Этапы приближённого расчёта валов.
А. Выполнение эскизной компоновки редуктора.
Б. Составление расчётных схем сил, действующих на вал в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.
В. Определение реакций опор R в двух плоскостях, радиальных Fr и осевых Fa нагрузок на подшипники.
Г. Построение эпюр изгибающих моментов M в двух плоскостях и эпюры крутящих моментов T.
Д. Определение приведенного момента в расчётном (опасном) сечении:
(6.1)
где
- коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного (от крутящего момента Т) и нормального (от изгибающего момента М) напряжений; при реверсивной работе привода = 1, для нереверсивного привода в предположении частого включения и выключения электродвигателя = 0,7.
Е. Определение диаметра вала в опасном сечении.
, (6.2)
где
- допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространенных марок сталей = 50.60 МПа; верхнее значение принимают для вала-шестерни из высокопрочного материала.
6.1 Расчет быстроходного вала
Исходные данные: крутящий момент ТI= 104,56 Н·м, расстояния между линиями действия сил (из эскизной компоновки): l1=l3=67 мм, l2=95 мм.
Параметры передачи приведены в таблице 7.
Таблица 6 - Параметры передачи (выборка из таблицы 3)
|
Параметры |
Величины |
|
|
Цилиндрическая шестерня |
||
|
Делительный диаметр d, мм |
d1= 66,38 |
|
|
Окружное усилие в зацеплении Ft, H |
Ft = 1371,46 |
|
|
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H |
Fr=876,6 |
|
|
Осевое усилие в зацеплении Fa, H |
Fa= 0 |
Решение:
1) Составлена расчётная схема вала (рисунок 8). На схеме нагружения валов (рисунок 8, а) действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.
2) Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 8, б. Реакции опор R1zи R2z определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки.
Уравнение моментов сил относительно опоры 1:
,
откуда
Уравнение моментов сил относительно опоры 2:
,
откуда
Знак "минус" показывает, что направление реакцийR1z и R2z противоположно изображённому на рисунке 8, б.
Проверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:
Полученное значение практически равно нулю. Эпюры изгибающих моментов (рисунок 8, в) построены на сжатом волокне. Значения моментов Mz:
М1z= 0;
3) В направлении XOY действует силаFt (рисунок 8, г), которая для удобства расчётов совмещена с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:
откуда
откуда
Проверочный расчёт
Изгибающие моменты в направлении X:
М1x= 0;
4) По величинам ординат эпюр Мхи Мzвыявлены опасные (расчётные) сечения3, 4 быстроходного вала. Суммарный изгибающий момент
(67)
Приведенный момент по формуле (65):
Диаметр вала в опасном сечении по формуле (66):
В результате ориентировочного расчета диаметр вала d1=51 мм, который назначается, т.к. это позволяет иметь дополнительный запас прочности.
Рисунок 8 - Расчетные схемы быстроходного вала
6.2 Расчет промежуточного вала
Исходные данные: крутящий момент ТII= 397,36 Н·м, расстояния между линиями действия сил (из эскизной компоновки): l1=l4=56мм, l2=l3=59,5 мм.
Параметры передач приведены в таблице 8.
Таблица 8 - Параметры передач (выборка из таблиц 3и 4)
|
Параметры |
Величины |
||
|
Цилиндрическое колесо |
Цилиндрическая шестерня |
||
|
Делительный диаметр d, мм |
d1=272,61 |
d2= 107,34 |
|
|
Окружное усилие в зацеплении Ft, H |
Ft1 =1979,58 |
Ft2 = 6944,02 |
|
|
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H |
Fr1 =876,60 |
Fr2=2608,78 |
|
|
Осевое усилие в зацеплении Fa, H |
Fa1=0 |
Fa2 = 1773,12 |
Решение:
1) Составлена расчётная схема вала (рисунок 9). На схеме нагружения валов (рисунок 9, а) действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.
а) осевая сила приведена к оси с добавлением сосредоточенного момента m, Н·м
т = Fa·d/2; (68)
m = 1773,8·107,34/2 = 95199,85 Н·мм = 95,2 Н·м;
2) Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 9, б. Реакции опор R1zи R2z определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки.
Уравнение моментов сил относительно опоры 1:
,
откуда
Уравнение моментов сил относительно опоры 2:
,
откуда
Знак "минус" показывает, что направление реакций R1z и R2z противоположно изображённому на рисунке 9, б.
Проверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:
Полученное значение практически равно нулю. Эпюры изгибающих моментов (рисунок 8, в) построены на сжатом волокне. Значения моментов Mz:
М1z= 0;
М2z= 0.
3) В направлении XOY действуют силы Ft1 иFt2 (рисунок 9, г), которые для удобства расчётов совмещены с вертикальной плоскостью.
Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:
откуда
откуда
Проверочный расчёт
Изгибающие моменты в направлении X:
М1x= 0;
М2x= 0.
4) По величинам ординат эпюр Мхи Мzвыявлено опасное (расчётное) сечение 4 промежуточного вала. Суммарный изгибающий момент
Приведенный момент по формуле (65):
Диаметр вала в опасном сечении по формуле (66):
В результате ориентировочного расчета диаметр вала d1=52мм, который назначается, т.к. это позволяет иметь дополнительный запас прочности.
Рисунок 9 - Расчетные схемы промежуточного вала
6.3 Расчет тихоходного вала
Исходные данные: крутящий момент ТIII= 1189,72Н·м, расстояния между линиями действия сил (из эскизной компоновки): l1=l2=119,5мм.
Параметры передач приведены в таблице 9.
Таблица 9 - Параметры передачи (выборка из таблицы 4)
|
Параметры |
Величины |
|
|
Цилиндрическоеколесо |
||
|
Делительный диаметр d, мм |
d2= 342,66 |
|
|
Окружное усилие в зацеплении Ft, H |
Ft = 6944,02 |
|
|
Радиальное усилие в зацеплении Fr, H |
Fr=2608,78 |
|
|
Осевое усилие в зацеплении Fa, H |
Fa= 1773,80 |
Решение:
1) Составлена расчётная схема вала (рисунок 10). На схеме нагружения валов (рисунок 10, а) действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.
а) осевая сила приведена к оси с добавлением сосредоточенного момента m, Н·м, который находится по формуле (68):
т = Fa·d/2;
m = 1773,8·342,66/2 = 303905,15 Н·мм = 303,9 Н·м;
2) Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 10, б. Реакции опор R1zи R2z определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки.
Уравнение моментов сил относительно опоры 1:
,
откуда
Уравнение моментов сил относительно опоры 2:
,
откуда
Знак "минус" показывает, что направление реакций R1z и R2z противоположно изображённому на рисунке 10, б.
Проверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:
Полученное значение практически равно нулю. Эпюры изгибающих моментов (рисунок 10, в) построены на сжатом волокне. Значения моментов Mz:
М1z= 0;
3) В направлении XOY действует сила Ft (рисунок 10, г), которая для удобства расчётов совмещена с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:
откуда
откуда
Проверочный расчёт
Изгибающие моменты в направлении X:
М1x= 0;
4) По величинам ординат эпюр Мхи Мzвыявлены опасные (расчётные) сечения 3, 4 быстроходного вала. Суммарный изгибающий момент
Приведенный момент по формуле (65):
Диаметр вала в опасном сечении по формуле (66):
В результате ориентировочного расчета диаметр вала d1=75мм, который назначается, т.к. это позволяет иметь дополнительный запас прочности.
Рисунок 10 - Расчетные схемы выходного вала
7. Подбор подшипников качения
В зависимости от частоты вращения п подшипники качения подбирают (рассчитывают) по двум параметрам: динамическая грузоподъёмность С и статическая грузоподъёмность С0, что соответствует критериям: контактная выносливость и статическая прочность. [3]
По первому критерию расчёт ведут на долговечность по усталостному выкрашиванию при n> 1 об/мин (при n = 1.10 принимают n = 10 об/мин). Расчётным параметром является динамическая грузоподъёмность. [3]
Паспортная (табличная) динамическая грузоподъёмность С - это такая постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течение 1 млн. оборотов без появления признаков усталости не менее чем у 90% из группы идентичных подшипников (т.е. вероятность неразрушения Р = 0,9). Поскольку паспортная грузоподъёмность обычно выше потребной, недолговечных подшипников не 10%, а 3.5%. Остальные подшипники в соответствии с кривой выносливости будут иметь ресурс, превышающий расчётный. Потребная динамическая грузоподъёмностьC, кН [3]:
, (69)
где
Р - приведенная нагрузка; р - показатель степени кривой выносливости; принимают р = 3 - для шариковых и р = 3,33 - для роликовых подшипников при вероятности безотказной работы Р = 0,9; а - коэффициент надёжности; выбирают по ГОСТ 18875 и по таблицы 10 в зависимости от вероятности неразрушения.
Таблица 10 - Значения коэффициента надёжности
|
Вероятность неразрушенияР |
0,8 |
0,85 |
0,9 |
0,95 |
0,97 |
0,98 |
0,99 |
||||
|
Коэффициент а |
2 |
1,5 |
1 |
0,62 |
0,44 |
0,33 |
0,21 |
Приведенная нагрузкаесть такая условная постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении её к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает такую же долговечность, как и при действительных условиях нагружения и вращения. [3]
, (70)
где X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок [2]; V - кинематический коэффициент; при вращении наружного кольца V = 1,2; при вращении внутреннего кольца, а также для шариковых сферических подшипников и упорных подшипников V = 1; Кб - коэффициент безопасности [2]; Кт - температурный коэффициент, вводимый при t>100°С. [3]
Расчётную долговечность Lh, следует принимать по ГОСТ 16162: для зубчатых редукторов не менее 5000 ч., для червячных - 10000 ч. Ресурс подшипников Lh принимают либо кратным ресурсу привода t (см. разд.11 в [2]), либо равным ему. [3]
Подшипники для переменных режимов работы подбирают по эквивалентной нагрузке Рэ и эквивалентной динамической грузоподъёмности. Стандартные классы нагрузки определяются величинами КНЕ =1; 0,8; 0,63 и т.д. (табл.5 в [2]), поэтому при переменной нагрузке Рэ= 0,8Р; Рэ= 0,63Р и т.д. По диаметру шейки валаdи потребной динамической грузоподъёмности Сп подбирают подшипник соответствующей серии при выполнении условия
С>Сп, (71)
где С - динамическая грузоподъёмность по каталогу, кН.
Подшипники в симметричных конструкциях рассчитывают по более нагруженной опоре (по бульшимРэ и Сп) и принимают обе опоры одинаковыми. Долговечность более нагруженной опоры L, ч определяют из формулы (69) [3]:
. (72)
7.1 Подбор подшипников для вала I
В редукторах с раздвоенной ступенью и шевронных проектируют плавающие валы, например, по схеме, указанной на рисунке 11.
Рисунок 11 - Схема расположения подшипников
Исходные данные: радиальная нагрузка Fr=0,876 кН, диаметр шейки вала d=45 мм, частота вращения n=970 об/мин, ресурс Lh=5000 ч, класс нагрузки Н0,8.
Решение: подшипники рассчитаны прямым подбором. [3]
1) Эквивалентная нагрузка при V = 1 [3], Кб = 1,4 и Кт = 1, KHE =0,8 [2]:
Рэ = КHЕFr2KбКт = 0,80,8761,4 = 0,9кН.
2) Потребная динамическая грузоподъёмность
3) Приняты роликоподшипники лёгкой серии 2209 с параметрами, указанными в таблице 11.
Таблица 11 - Параметры роликовых радиальных подшипников [3]
|
Условное обозначение |
Размеры, мм |
Грузо-подъемность, кН |
Сопряженные размеры, мм |
||||||
|
d |
D |
B |
r |
С |
С0 |
da min |
Da max |
||
|
2209 |
45 |
85 |
19 |
2 |
44 |
25,5 |
53 |
78 |
Вывод: условие (71) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 2209.
4) Ресурс выбранного подшипника по формуле (72):
ч> [5000 ч].
Вывод: ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.
7.2 Подбор подшипников для вала II
Схема расположения подшипников для промежуточного вала показана на рисунке 12.
Рисунок 12 - Схема расположения подшипников
Исходные данные: радиальные нагрузки Fr1= 0,876 кН; Fr2= 2,609 кН, осевая нагрузка Fа= 1,174 кН, диаметр шейки d = 45 мм, частота вращения п = 242,5 об/мин, ресурс Lh= 5000 ч, класс нагрузки Н 0,8.
Решение. Подшипники рассчитаны методом прямого подбора. [3]
1) Подшипник 1 принят плавающим, так как онвоспринимает меньшую радиальную нагрузку. Расчёт проведен для более нагруженного фиксированного подшипника 2, воспринимающего полную осевую нагрузку.
2) Приняты радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 209 с параметрами, представленными в таблице 12.
Таблица 12 - Параметры шариковых радиальных подшипников [3]
|
Условное обозначение |
Размеры, мм |
Грузо-подъемность, кН |
Сопряженные размеры, мм |
||||||
|
d |
D |
B |
r |
С |
С0 |
da min |
Da max |
||
|
209 |
45 |
85 |
19 |
2 |
33,2 |
18,6 |
53 |
78 |
3) По отношению Fa/C0= 1,174/18,6 = 0,063 найден по интерполяции коэффициент осевого нагруженияе= 0,24 [2]. Отношение Fa/Fr1= 1,174/ 0,876 = 1,34>е. Коэффициенты для фиксированного подшипника 2: X= 0,56, Y = 1,6 [2].
4) Эквивалентная нагрузка при V = 1, Кб = 1,4, KHE =0,8 и Кт = 1 [2]:
Р2э = КHЕ (XVFr1 + YFa) Kб =0,8· (0,562,6 + 1,61,174) 1,4 = 3,73кН.
5) Потребная динамическая грузоподъёмность при вероятности неразрушения Р= 0,9 (a= 1) [3]
Вывод: условие (71) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 209.
Ресурс выбранного подшипника по формуле (72):
ч> [5000 ч].
Вывод: ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.
7.3 Подбор подшипников для вала III
Схема расположения подшипников для выходного вала показана на рисунке 12.
Исходные данные: радиальная нагрузкаFr= 2,609 кН, осевая нагрузка
Fа= 1,174 кН, диаметр шейки d= 75 мм, частота вращения п = 76,98 об/мин, ресурс Lh= 5000 ч, класс нагрузки Н 0,8.
Решение. Подшипники рассчитаны методом прямого подбора. [3]
1) Подшипник 2 принят плавающим, так как онвоспринимает меньшую радиальную нагрузку. Расчёт проведен для более нагруженного фиксированного подшипника 1, воспринимающего большую радиальную и полную осевую нагрузку.
2) Приняты радиальные однорядные шарикоподшипники особо легкой серии 115 с параметрами, представленными в таблице 13.
Таблица 13 - Параметры шариковых радиальных подшипников [2]
|
Условное обозначение |
Размеры, мм |
Грузо-подъемность, кН |
|||||
|
d |
D |
B |
r |
С |
С0 |
||
|
115 |
75 |
115 |
20 |
2 |
39,7 |
26,0 |
3) По отношению Fa/C0= 1,174/39,7 = 0,029 найден по интерполяции коэффициент осевого нагружения е= 0,23 [2]. Отношение Fa/Fr= 1,174/ 2,609 = 0,45 >е. Коэффициенты для фиксированного подшипника 2: X= 0,56, Y = 1,8 [2].
4) Эквивалентная нагрузка при V = 1, Кб = 1,4, KHE =0,8 и Кт = 1 [2]:
Р2э = КHЕ (XVFr1 + YFa) Kб =0,8· (0,562,6 + 1,81,174) 1,4 = 3,99кН.
5) Потребная динамическая грузоподъёмность при вероятности неразрушенияР= 0,9 (a= 1) [3]
Вывод: условие (71) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 115.
Ресурс выбранного подшипника по формуле (72):
ч> [5000 ч].
Вывод: ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.
8. Конструирование деталей редуктора
8.1 Конструирование элементов корпуса
Корпусные детали предназначены для размещения деталей передачи, обеспечения правильного взаимного расположения сопряжённых деталей, восприятия нагрузок, защиты рабочих поверхностей зубчатых колёс и подшипников от загрязнений окружающей среды, размещения масла, защиты его от выброса в окружающую среду, отвода теплоты. Основным критерием работоспособности корпуса является жёсткость.
Корпусные детали имеют сложную форму и наибольшую стоимость из всех деталей редуктора. Большинство редукторов имеют разъёмный корпус для удобства изготовления и сборки. Обычно делают разъём в плоскости осей валов и параллельно плоскости основаниядля удобства механической обработки. Корпусные детали получают методом литья (массовое производство) либо сваркой (единичное и мелкосерийное производство).
В условиях единичного производства корпус и крышку сваривают из отдельных элементов простой формы стыковыми и угловыми швами. Элементы вырезаются из проката: листов, полос, прутков и другого. Рёбра и фланцы располагают с наружной части корпуса для удобства сварки. После сварки выполняют термическую обработку изделий и механическую обработку поверхностей, контактирующих с другими деталями. [3]
Размеры основных элементов корпуса приведены в таблице 14.
Таблица 14 - Размеры основных элементов корпуса
|
Параметры корпусных деталей |
Формула |
Значение, мм |
|
|
Диаметр стяжных винтов - болтов корпуса |
13 |
||
|
Толщина фланца по разъему |
19,5 |
||
|
Расстояние между стяжными винтами |
130 |
||
|
Расстояние от стенки до края фланца |
35 |
||
|
Диаметр фундаментных болтов |
16 |
||
|
Расстояние от стенки до края фланца лап |
38 |
||
|
Расстояние от края до оси болта |
19 |
||
|
Толщина стенок сварного корпуса |
6,6 |
||
|
Толщина стенки крышки корпуса |
7,4 |
||
|
Толщина подъемных ребер |
20,5 |
||
|
Толщина ребра |
8,2 |
||
|
Диаметр винтов крепления крышек |
6,5 |
||
|
Высота платиков |
4,1 |
||
|
Ширина платиков |
15 |
||
|
Высота корпуса |
225 |
8.2 Конструирование зубчатых колес
Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимают = 7.12°, а радиусы закруглений - R 5 мм. Толщина диска с = (0,2.0,3) b (до 0,5b).
Отверстия 4 в нём диаметром dотв= 15.25 мм предназначены не для облегчения веса, а для удобства изготовления (закрепления пакета заготовок на столе) и возможности снятия колеса с валов съёмником.
Фаски 5 на венце принимают равными модулю, они снижают концентрации нагрузки. [3]
Диаметр ступицы колеса dcт, мм вычисляется по форуле (61).
Толщина ободад0, мм [3]:
; (73)
Где m = mn - для цилиндрических колес (m1 = 2,5 мм, m2=4 мм).
Толщина дискас, мм [3]:
. (74)
где b - ширина венца, мм
Длина ступицыlст, мм вычисляется по формуле (60).
Основные размеры колес представлены в таблице 15.
Таблица 15 - Основные размеры колес
|
№ ступени |
Наименование детали |
Размеры, мм |
||||
|
dcт |
д0 |
с |
lст |
|||
|
I |
Шестерня |
- |
8,25 |
11,2 |
- |
|
|
Колесо |
78 |
8,25 |
10 |
62,4 |
||
|
II |
Шестерня |
- |
12 |
14,4 |
- |
|
|
Колесо |
110,5 |
12 |
12,6 |
84,5 |
8.3 Конструирование звездочек большой передачи
Конструкции звёздочек цепных передач отличаются от конструкций колёс, в основном, формой профиля зуба. Размеры венца зависят от шага цепи рц, числа зубьев z, размеров цепи и других параметров. Размеры венца звёздочек роликовых цепей взяты из расчета в компьютерной программе GWBASIK (dm-7) и занесены в таблицу 16.
Таблица 16 - Основные параметры звездочек цепной передачи
|
Размеры, мм |
Ведущая звездочка |
Ведомая звездочка |
|
|
Диаметр вершин |
127 |
349 |
|
|
Диаметр впадин |
90 |
312 |
|
|
Высота зуба |
8 |
8 |
|
|
Ширина зуба |
29 |
29 |
|
|
Радиальный зазор |
3,2 |
3,2 |
|
|
Расстояние между кромками зубьев |
35,85 |
35,35 |
|
|
Делительный диаметр |
119 |
341 |
|
|
Толщина обода |
11 |
12 |
|
|
Толщина диска |
14 |
15 |
9. Подбор и проверка шпонок
Шпоночные соединения применены при соединении вала двигателя с малым шкивом ремённой передачи и при соединении большого шкива ремённой передачи с быстроходным валом червячного редуктора.
Размеры призматических шпонок: ширину b, высоту h, глубину паза ступицы t2 выбирают в зависимости от диаметра вала d [2]. Длину шпонки lпринимают из стандартного ряда на 5.10 мм меньше длины ступицы. Длину ступицы рассчитывают по диаметру подступичной части участка вала по формуле (60):
.
lст = (1,2…1,5) • 45 = 54…67
Принята длина ступицы lст = 66 мм. Принята длина шпонки l = 56мм.
Выбрана Шпонка 2 16 x 10 x 56 ГОСТ 23360-78
Расчётная длина шпонки lp, мм:
lp = l - b = 56 - 16 = 40 мм.
Шпоночное соединение проверяют на смятие:
, (75)
усм = 2 • 462,9 • 103/ (45 • 4,3 • 40) = 119,6 МПа ? 120МПа
где [см] - допускаемое напряжение смятия; принято при стальной ступице и посадке H7/p6 [см] = 120 МПа; Т - крутящий момент на данному валу; Нмм; d - диаметр вала, мм; lр - расчетная длина шпонки, мм; t2 - глубина паза втулки, мм; lр - расчётная длина шпонки, мм.
В таблице 17 указаны основные параметры шпонки.
Таблица 17 - Основные параметры шпонок
|
№ вала |
Крутящий момент Т, Н·м |
Диаметр под шпонкой d, мм |
Ширина шпонки b, мм |
Высота шпонки h, мм |
Глубина паза вала t1, мм |
Глубина паза втулки t2, мм |
Длина шпонки l, мм |
Расчётная длина шпонки lp, мм |
Рабочее напряжение смятия см, МПа |
Допускаемое напряжение смятия [см], МПа |
|
|
I |
462,9 |
45 |
16 |
10 |
6,0 |
4,3 |
56 |
40 |
119,6 |
120 |
Из таблицы 17 видно, что условие прочности (75) выполняется.
Принимается шпонка:
Шпонка 2 16х10х56 ГОСТ 23360-78;
10. Подбор шлицевых соединений
Шлицы применяют в коробках передач и на выходных валах редукторов. В шлицевых валах коробок внутренний диаметр d принимают больше диаметра соседнего участка. Наибольшее применение в отечественном машиностроении нашли прямобочные шлицевые соединения. [1]
Для прямобочных шлицев усм, МПа
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010Описание привода ленточного конвейера. Подбор электродвигателя. Расчет передач. Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников. Первая эскизная компоновка редуктора. Конструирование зубчатых колёс и валов. Схема нагружения валов в пространстве.
курсовая работа [177,2 K], добавлен 26.03.2004Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт зубчатой передачи, валов, открытой передачи. Конструктивные размеры вала, шестерни, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [964,7 K], добавлен 05.05.2015Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода, тихоходной и быстроходной ступеней. Конструирование элементов передач привода, компоновка редуктора, смазывание и смазочные устройства. Выбор типов подшипников качения и скольжения, схем установки.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.09.2010Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.
курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015
