Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Архангельский государственный технический университет

Кафедра прикладной механики и основ конструирования

Специальность ____________ Курс ___________ Группа ____________

_____________________________________________________________

(фамилия, имя и отчество студента)

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»

на тему: «Проектирование привода ленточного конвейера»

Отметка о зачёте ___________________________ ______________

(дата)

Руководитель: Казанцев В.А. _

(должность) (подпись) (Фамилия И.О.)

_______________

(дата)

Архангельск

2007

Содержание

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Определение основных параметров передачи

2.2 Определение конструктивных размеров шкивов

3. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений

3.2 Определение основных параметров передачи

3.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колес и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1 Выбор материала валов и определение допускаемых напряжений

4.2 Компоновка редуктора

4.3 Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора

4.4 Расчет быстроходного вала редуктора

4.5 Расчет тихоходного вала редуктора

4.6 Определение конструктивных размеров валов и выполнение рабочего чертежа тихоходного вала редуктора

5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ РЕДУКТОРА

5.1 Подбор подшипников качения для быстроходного вала

5.2 Подбор подшипников качения для тихоходного вала

6. ВЫБОР МУФТЫ

7. ПОДБОР ПРИЗМАТИЧЕСКИХ ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА СМЯТИЕ

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ

9. СМАЗКА РЕДУКТОРА

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на рабочем валу конвейера

4,5·1,0=4,5 кВт,

где Ft - окружное усилие, кН.

- окружная скорость, м/с;

1.2 Определяем общий КПД привода

, таблица 4 [1].

к.п.д. закрытой цилиндрической передачи.

0,98

к.п.д. подшипников качения.

0,99

к.п.д. ременной передачи.

0,96

к.п.д. муфты сцепления

0,98

0,96·0,99·0,98·0,98=0,913;

1.3 Определяем мощность на валу электродвигателя

;

1.4 По расчётной мощности

используя прил.1[1], выбираем асинхронный двигатель серии АИР, в закрытом исполнении.

Тип двигателя: АИР132S6 ;

Мощность: 5,5 кВт;

Частота вращения: 960 мин-1;

М макс/Мном=2,2;

Ось вращения: 38 мм;

Число полюсов: 6

Таблица 1. Основные размеры, мм

	l	l10	l30	l31	d1	d10	d30	b1	b10	h	h1	h5	h10	h31
AИР132S6	80	140	460	89	38	12	288	10	216	132	8	51.5	13	325

1.5 Находим фактическое передаточное число

1.6 Определяем частоту вращения последовательно на каждом валу

960 мин-1

299 мин-1

95 мин-1

1.7 Определяем угловые скорости на валах

100,48 с-1

31,3 с-1

9,94 с-1

1.8 Определяем расчётные мощности на валах

5,5·0,96=5,28 кВт

5,28·0,98·0,99=5,12 кВт

1.9 Крутящий момент на валах

Тэд=54,74 Н·м

168,7 Н·м

515,1 Н·м

Таблица 2. Основные параметры редуктора

Р, кВт	Значение	n, мин-1	Значение	, рад/с	Значение	Т, Н·м	Значение
Р1	5,5	n1	100,48	1	960	T1	51,74
Р2	5,28	n2	31,30	2	299	T2	168,7
Р3	5,12	n3	9,94	3	95	T3	515,1
Р4	5,02	n4	9,94	щ4	95	Т4	505,0

2 РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Определение основных параметров передачи

2.1.1 Исходные данные

мощность на ведущем валу N1=5,5 кВт

частота вращения ведущего вала n1=960 мин-1

передаточное число ведущего вала u=3,21

угол наклона к горизонту г=45є

регулирование натяжения ремня- периодическое

число смен работ- 2

режим работы- средний

специальные требования- отсутствуют

Работоспособность передачи наряду с условиями эксплуатации определяется, прежде всего, типом плоского ремня. При отсутствии специальных требований принимаем для передачи резинотканевый ремень, как наиболее распространенный и экономичный.

2.1.2 Расчетный диаметр ведущего шкива

По стандартному ряду из примечания к табл. 2.2 [2] принимаем D1=224 мм.

2.1.3 Расчетный диаметр ведомого шкива с учетом нормативного коэффициента упругого проскальзывания о=0,01 составит

По стандартному ряду из примечания к табл. 2.2 [2] принимаем D2=710 мм.

При округлении диаметров шкивов до стандартных величин изменяется передаточное число.

2.1.4 Фактическое передаточное число

2.1.5 Различие фактического и заданного передаточных чисел по абсолютной величине не должно превышать допустимого значения равного 3%.

2.1.6 Минимальное межосевое расстояние

При меньшем межосевом расстоянии увеличивается число пробегов ремня по шкивам и снижается его долговечность; при большом межосевом расстоянии растут габариты передачи и поперечные колебания ветвей ремня. Межосевое расстояние в процессе эксплуатации передачи из-за вытяжки ремня дополнительно увеличивается. С учетом изложенного принимаем а=1900 мм по ряду Ra40 табл.3.1. [2].

2.1.7 Угол обхвата ведущего шкива ремнем

2.1.8 Геометрическая длина ремня при известном межосевом расстоянии и диаметрах шкивов равна:

2.1.9 Окружная скорость ремня

2.1.10 Определяем коэффициенты, учитывающие условия эксплуатации передачи

- влияние скорости

- угол обхвата ведущего шкива

- угол наклона передачи. При г?60є принимаем

- режим работы передачи. По табл. 2.3. [2] принимаем

2.1.11 Максимально допустимая толщина ремня при рекомендуемом отношении диаметра шкива и толщины ремня , составит

2.1.12 Для проектируемой передачи принимаем резинотканевый ремень общего назначения из ткани БКНЛ-65 с четырьмя прокладками с резиновой прослойкой без наружных обкладок

Тогда фактическая толщина ремня при толщине одной прокладки составит

2.1.13 Окружная сила, действующая в ведущей ветви ремня

2.1.14 Расчетная ширина ремня В при допускаемом для резинотканевых ремней напряжений [уп]=2,25 МПа равна

По ГОСТ 23831-79 принимаем В=63 мм

2.1.15 Начальное напряжение ремня при его периодическом натяжении

Соответственно силы, действующие в передаче, составят:

Предварительное натяжение ветвей ремня

Нагрузка на валы передачи при периодическом регулировании натяжении ремня

Натяжение ведущей ветви

Натяжение ведомой ветви

2.1.16 Напряжение в ведущей ветви ремня

2.1.17 Напряжение от изгиба ремня на ведущем шкиве при модуле упругости , равно

2.1.18 При плотности резинотканевых ремней напряжения от центробежной силы

2.1.19 Максимальные напряжения, действующие в ремне, составят

2.1.20 Поправочный коэффициент СD, учитывающий снижение напряжений изгиба на ведомом шкиве по сравнению с ведущим

2.1.21 Число пробегов ремня по шкиву в секунду

2.1.22 При пределе выносливости материала расчетная долговечность резинового ремня

Расчетная долговечность принятого ремня соответствует рекомендации Т?2000 ч. Окончательно принимаем для проектируемой передачи принимаем ремень общего назначения шириной 63 мм с четырьмя прокладками из ткани БКНЛ-65 без наружных обкладок. Ремень 63-4-БКНЛ-65 ГОСТ 23831-79

2.2 Определение конструктивных размеров шкивов

2.2.1 Определяем ширину обода ведущего шкива

В=1,1b+10

где b - ширина ремня, мм

В=1,1·63+10=79,3

По ГОСТ 17383-73 принимаем В=80 мм.

2.2.2 Определяем толщину обода для чугунных шкивов

2.2.3 Определяем основные параметры диска

Толщина диска шкива

Диаметр отверстий диска

Диаметр отверстий в диске d0=30 мм

Число отверстий в диске n=4

Диаметр центральной окружности

D0=0,5(dв+dст),

где dв- внутренний диаметр обода

dв=D-2·y-2·д=224-2·0,6-2·7,68=207,44 мм

dст- наружный диаметр ступицы

D0=0,5(207,44+70,8)=139,12

2.2.4 Определяем основные параметры ступицы

Наружный диаметр ступицы

dст=1,6·d+10=1,6·38+10=70,8 мм

По стандартному ряду Ra40 принимаем dст=71 мм

Внутренний диаметр отверстия ступицы

d- диаметр вала, d=38 мм

Длина ступицы

lст=(1,2…1,5)·d=45,6…57 мм

По стандартному ряду Ra40 принимаем lст =50 мм

2.2.5 Определяем толщину обода

2.2.3 Определяем основные параметры диска

Толщина диска шкива

Определяем большую ось эмпирического сечения спицы у ступицы

где Т - передаваемый шкивом крутящий момент

[уu] - допускаемое напряжение на изгиб; для чугуна [уu] = 30МПа

z - число спиц; z = 6

Определяем меньшую ось эмпирического сечения спицы у ступицы

а = 0,4h = 0,426,11 = 10,44 мм

Определяем большую и меньшую ось эмпирического сечения спицы у обода шкива

h1 = 0,8 h = 0,8 26,11 = 20,89 мм

а1 = 0,8 а = 0,8 10,44 = 8,35 мм

2.2.4 Определяем наружный диаметр ступицы (для чугунных шкивов)

dст = 1,6 dотв +10

dст = 1,6 28 + 10 = 54,8 мм;

dотв- диаметр вала, dотв=28 мм

2.2.5 Определяем длину ступицы

lст=(1,5…1,8)·d=42…50,4 мм

По стандартному ряду Ra40 принимаем lст =50 мм



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

3 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости

Шестерня: сталь 40Х (ГОСТ 1050 - 88);

Сталь улучшенной обработки, твёрдость заготовки НВ 250,

Предел прочности ув = 790 МПа, предел текучести ут = 640 МПа, предел выносливости у-1 = 375 МПа;

Зубчатое колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 - 88);

Сталь нормализованной обработки, твёрдость заготовки НВ 200,

Предел прочности ув = 600 МПа, предел текучести ут = 320 МПа, предел выносливости у-1 = 260 МПа;

3.1.2 Число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма tр=10000 ч

для зубьев шестерни: N1=60·n1·tp=60·299·10000=1,8·108

для зубьев колеса: N1=60·n2·tp=60·95·10000=5,7·107

n1 и n2- частота вращения соответственно шестерни и колеса, об/мин;

tр- срок службы механизма, ч.

3.1.3 Контактные напряжения

для шестерни:

для колеса:



где уH lim b - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа;

для шестерни: уH lim b1=2·HB1+70=2·250+70=570 МПа;

для колеса: уH lim b2=2·HB2+70=2·200+70=470 МПа;

SH - коэффициент запаса прочности;

для зубчатых колёс с однородной структурой материала (термообработка - нормализация) SH =1,1;

КHL - коэффициент долговечности;

для шестерни , принимаем КHL=1;

для колеса , принимаем КHL=1;

для шестерни:

[уH]1= 570·1/ 1,1=518,2 МПа;

для колеса:

[уH]2= 470·1/ 1,1=427,3 МПа;

для косозубых передач в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем [уH]min= [уH]2;

[уH]=0,45· ([уH]1+[уH]2)?1.23·[уH]min

[уH]=425,5?525,6 МПа.

3.1.4 Напряжения изгиба

для шестерни:

для колеса:

где уF lim b - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа;

для шестерни: уF lim b1=1,75·HB1=1,75·250=437,5 МПа;

для колеса: уF lim b2=1,75·HB2=1,75·200=350 МПа;

SF =1,5 - коэффициент безопасности;

КFC - коэффициент реверсивности; при нереверсивной передаче КFC=1,0;

КFL - коэффициент долговечности;

для шестерни , принимаем КFL1 =1,0

для колеса , принимаем КFL2 =1,0

для шестерни:

для колеса:

3.2 Определение основных параметров передачи

3.2.1 Межосевое расстояние

где

Ka - коэффициент (для косозубых передач Ka=430);

Uред - передаточное число редуктора;

T2 - вращающий момент на валу колеса, Н·мм;

Шba - коэффициент ширины зубчатого венца;

Шba =0,45);

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубчатых колёс (термообработка - нормализация) KHв = 1,0);

полученное межосевое расстояние aw округлим до ближайшего большего значения по ГОСТ 2185 - 66;

aw =160 мм;

3.2.2 Модуль зубьев

Модуль зубьев выбирается из выражения mn = (0,01…0,02)·aw;

m = (0,01…0,02)·160= 1,6…3,2

Принимаем стандартное значение модуля m =2,0 (по таблице 1,1 [3]);

3.2.3 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

zУ = 2·aw·cosв/m = 2·160· cos10є/2,0 = 158,

где в = 10 - угол наклона зубьев;

Уточняем угол в:

9є

3.2.4 Число зубьев шестерни

z1= zУ /(Uред+1) = 158/(3,15+1) = 38;

3.2.5 Число зубьев колеса

z2= zУ - z1 = 158 - 38 = 120;

3.2.6 Фактическое передаточное число

Uф = z2/z1 = 120/38 =3,16;

Д Uф=3,16-3,15=0,01

3.2.7 Диаметр делительной окружности шестерни:

d1 = m·z1/cosв = 2·38/ cos 9є = 77 мм;

колеса:

d2 = m·z2/cosв = 2,5·100/ cos9є = 243 мм;

3.2.8 Диаметр окружности вершин зубьев шестерни

da1 = d1+2·m = 77+2·2,0= 81 мм;

колеса:

da2 = d2+2·m = 243+2·2,0 = 247 мм;

3.2.9 Диаметр окружности впадин зубьев шестерни

df1 = d1 - 2,5·m = 77- 2,5·2,0 = 72 мм;

колеса:

df2 = d2 - 2,5·m = 256 - 2,5·2,0 = 238 мм;

3.2.10 Ширина зубчатых венцов шестерни

b1 = b2+2…5мм = 72+2…5 =74…77 мм, b1=75 мм.

колеса:

b2 = шba·aw = 0,45·160 = 72 мм;

3.2.11 Окружная скорость зубчатых колёс

х = щ1·d1/2 = 31,3·77·10-3/2 = 1,2 м/с;

По полученному значению окружной скорости принимаем степень точности передачи равную 9 (таблица 1.4. [3]).

3.2.12 Силы в зацеплении окружные

Ft1 = Ft2 = 2·T2/d2 = 2·515,1/243·10-3 =4,24 кН;

радиальные:

Fr1 = Fr2 = Ft ·tgб / cosв = 4,24·103·tg20°/cos9є = 1,54 кН;

где б - угол зацепления ; б = 20°;

осевые:

Fa1 = Fa2 = Ft ·tgв = 4,24·103·tg9є' = 0,67 кН;

3.2.13 Контактные напряжения (проверочный расчёт)

где К'a - коэффициент ( для прямозубых передач К'a = 376);

KHб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых передач KHб= 1,1);

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев KHв = 1,0);

KHх - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости зубчатых колёс и степени точности передачи (таблица1.5.[3]);

KHх = 1,013;

[уН]=425,5 МПа;

ДуН1,2%, т.е. 1,2% недогрузка и в пределах

допустимой(5%).

3.2.14 Напряжения изгиба (проверочный расчёт)

Для зубьев шестерни :

шкив редуктор подшипник качение

Для зубьев колеса:

где Yв - коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

для косозубых колёс Yв = 0,94;

YF - коэффициент формы зуба, определяется для зубьев шестерни и колеса (по таблице 1.6.[3]) в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

zн1 = z1/cos3в = 38/ cos3 9є =38,16

и колеса zн2 = z2/cos3в = 120· cos39є =120,5;

YF1 = 3,78 и YF2 = 3,61;

КFб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых колёс КFб = 1,0;

КFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба: для прирабатывающихся зубьев КFв = 1,0;

КFх - коэффициент динамической нагрузки:

КFх = 1,046 (по таблице 1.5.[3]);

Для зубьев шестерни

Для зубьев колеса

3.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колес и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

3.3.1 Длина ступицы

;

для шестерни

для колеса

для шестерни

41,6 мм, принимаем по шестерне lст1=75 мм

для колеса

68,6 мм, принимаем по шестерне lст2=72 мм

3.3.2 Наружный диаметр ступицы:

для шестерни

1,6·32=51,2 мм

для колеса

1,6·53=84,8 мм

принимаем dст1=53 мм, dст2=85 мм по стандартному ряду Ra40.

3.3.3 Обод

Толщина обода:

S=(2,5…4,0)·mn

S=4,0·2,0=8 мм

принимаем S=8 мм.

Внутренний диаметр зубчатого венца:

dвн=df -2S;

для шестерни

dвн1=72 - 2·8=56 мм

для колеса

dвн2=238 - 2·8=222 мм

3.3.4 Диск шестерни и колеса

Толщина для диска колеса

С=0,2·b=0,2·72=14,4 мм

Толщина для диска колеса

С=0,2·b=0,2·77=15,4 мм

Диаметр центровой окружности

dц=(dвн+dст)/2

где dст - диаметр ступицы.

для шестерни

dц1=(56+53)/2=54/5 мм

для колеса

dц2=(222+85)/2=153,5 мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

4 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1 Выбор материала валов и определение допускаемых напряжений

Материалом для вала выбираем сталь 45, с твердостью не менее 240 НВ, диаметром заготовки не менее 120 мм и пределом прочности у-1=360 МПа.

Определение допускаемых напряжений

где - предел выносливости материала вала,

=1,5…2,5- требуемый коэффициент запаса прочности,

=1,5…2,0- коэффициент концентрации напряжений.

4.2 Компоновка редуктора

Делаем эскизную компоновку (рисунок 1) редуктора и определяем его основные размеры



Рисунок 1- Предварительная компоновка редуктора

4.3 Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора

Строим схему сил, действующих на валы редуктора (рисунок 2)

Рисунок 2 - Пространственная схема сил, действующих на валы редуктора

4.4 Расчет быстроходного вала редуктора

Рассчитываем быстроходный вал цилиндрического косозубого редуктора

Исходные данные для расчета:

Fа1 = 670 Н; Ф1 = 168,7Н м;

Fr1 = 1540 Н; l1= 0,0715 м;

Ft1 = 4240 Н: d1 = 0,077 м;

Fu = 1619 Н; l = 0,135 м.

Стоим расчетную схему сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 3).

Рисунок 3- Схема сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях

Определяем реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости:

Проверка: ? х = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости

Стоим расчетную схему сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Проверка: ? х = 0:

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости.



Проверка:

Суммарные реакции опор определяем по формулам

Рассчитываем суммарные изгибающие моменты:

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов, действующих от точки 1 до точки 3

Строим эпюру эквивалентных моментов

Определяем диаметры вала в сечениях по формуле

по стандартному ряду Rа40

по стандартному ряду Rа40

по стандартному ряду Rа40



4.5 Расчет тихоходного вала редуктора

Рассчитываем быстроходный вал цилиндрического косозубого редуктора

Исходные данные для расчета:

Fа2 = 670 Н; Ф1 = 515,1 Н м;

Fr2 = 1540 Н; d1 = 0,243 м;

Ft2 = 4240 Н: l = 0,132 м.

Стоим расчетную схему сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 3).

Рисунок 4- Схема сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях

Определяем реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости:

Проверка: ? у= 0;

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости

Стоим расчетную схему сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Проверка: ? х = 0:

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Проверка:

Суммарные реакции опор определяем по формулам

Рассчитываем суммарные изгибающие моменты:

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов

Строим эпюру эквивалентных моментов

Определяем диаметры вала в сечениях по формуле

по стандартному ряду Rа40

по стандартному ряду Rа40

по стандартному ряду Rа40



4.6 Определение конструктивных размеров валов и выполнение рабочего чертежа тихоходного вала редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

5.1 Подбор подшипников качения для быстроходного вала

Исходные данные

Fr1= 4038,71 Н; n1 = 299 мин-1;

Fr2 = 2138,22 Н; dц = 30 мм;

Fа = 670 Н.

5.1.1 Подбираем типоразмер подшипника. Поскольку отношение

, то выбираем радиальный шариковый подшипник

(ГОСТ 831 - 75) № 306, у которого:

d =30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм; r = 2,0 мм; r1 = 1,0 мм; С =28100 Н;

С0 = 146000 Н.

5.1.2 По условиям эксплуатации подшипников

принимаем коэффициент вращения V=1,0, коэффициент безопасностиKу=1,3; температурный коэффициент KT=1,0; коэффициент надежности б1=1,0.

5.1.3 Определяем отношение

и по таблице 3.8[5] находим путем линейной интерполяции значение е. е=0,25

5.1.4 Сравниваем отношение

с коэффициентом осевого нагружения е=0,25. Так как , то по таблице 3.8 [5] принимаем Х=1,0 и Y=0.

5.1.5 Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку

5.1.6 Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника

Расчетная долговечность подшипника находится в рекомендуемых пределах.



5.2 Подбор подшипников качения для тихоходного вала

Исходные данные

Fr1= 2533,25 Н; n1 = 95 мин-1;

Fr2 = 2125,54 Н; dц = 50 мм;

Fа = 670 Н.

5.2.1 Подбираем типоразмер подшипника

Поскольку отношение

,

то выбираем радиально - упорный подшипник легкой серии (ГОСТ 831 - 75) № 36210, у которого:

d =50 мм; D = 90 мм; В = 20 мм; r = 2,0 мм; r1 = 1,0 мм; С =35500 Н;

С0 = 28500 Н.

5.2.2 По условиям эксплуатации подшипников

принимаем коэффициент вращения V=1,0, коэффициент безопасностиKу=1,3; температурный коэффициент KT=1,0; коэффициент надежности б1=1,0.

5.2.3 Определяем коэффициенты минимальной осевой нагрузки при

для первого подшипника

для второго подшипника

5.2.4 Определяем осевые составляющие от радиальных сил

для первого подшипника

для второго подшипника

5.2.5 Рассчитываем результирующие осевые силы

Так как

5.2.6 Определяем отношения

.

По таблице 3.8 [5] находим коэффициенты осевого нагружения е1=0,405 и е2=0,42.

5.2.7 Определяем коэффициенты радиальной Хи осевой Y нагрузок для каждого подшипника

Так как

Так как

5.2.8 Вычисляем эквивалентные динамические нагрузки для каждого подшипника

для первого подшипника

для второго подшипника

5.2.9 Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника

6 ВЫБОР МУФТЫ

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (ГОСТ 21424-93).

где Т- входящий крутящий момент на муфте;

kр - коэффициент нагрузки kр=1,15…1,2

Тм?Тр

Тр=1,17·515,1=602,67 Н

Муфта 1-710-45-2-У2 ГОСТ Р 50892-96

Номинальный крутящий момент, Н·м 710

dH8, d1H9 45

L, мм 190

l, мм 170

Наибольшая частота вращения, с-1 50

Допускаемое смещение, не более

радиальное 0,4

угловое 1є 0м

Рисунок 5- Упругая втулочно-пальцевая муфта

7 ПОДБОР ПРИЗМАТИЧЕСКИХ ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА СМЯТИЕ

7.1 Шпоночное соединение

представляет собой шпонку, входящую в продольные пазы вала и ступицы вращающейся детали. Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице вращающейся детали и наоборот.

7.2 Подбираем шпонку для соединения ведущего шкива с валами

По таблице 3.1 [4] принимаем шпонку 10Ч8Ч45 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпоночного паза ступицы

глубина паза вала

глубина паза ступицы

Размеры шпонки

ширина

высота

длина

Рассчитаем выбранную шпонку на смятие.

Условие прочности

где Т - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза в валу, мм;

l - рабочая длина шпонки, мм;

[усм] =100…150 МПа - допускаемые напряжения

Условие выполняется .

7.3 Подбираем шпонку для соединения ведомого шкива с валами

По таблице 3.1 [4] принимаем шпонку 8Ч7Ч45 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпоночного паза ступицы

глубина паза вала

глубина паза ступицы

Размеры шпонки

ширина

высота

длина

Рассчитаем выбранную шпонку на смятие.

Условие прочности

где Т - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза в валу, мм;

l - рабочая длина шпонки, мм;

[усм] =100…150 МПа - допускаемые напряжения

Условие выполняется .

7.4 Подбираем шпонку для соединения шестерни с валами

По таблице 3.1 [4] принимаем шпонку 10Ч8Ч45 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпоночного паза ступицы

глубина паза вала

глубина паза ступицы

Размеры шпонки

ширина

высота

длина

Рассчитаем выбранную шпонку на смятие.

Условие прочности

где Т - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза в валу, мм;

l - рабочая длина шпонки, мм;

[усм] =100…150 МПа - допускаемые напряжения

Условие выполняется .

7.5 Подбираем шпонку для соединения зубчатого колеса с валами

По таблице 3.1 [4] принимаем шпонку 10Ч8Ч45 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпоночного паза ступицы

глубина паза вала

глубина паза ступицы

Размеры шпонки

ширина

высота

длина

Рассчитаем выбранную шпонку на смятие.

Условие прочности

где Т - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза в валу, мм;

l - рабочая длина шпонки, мм;

[усм] =100…150 МПа - допускаемые напряжения

Условие выполняется .

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ

8.1 Нормальные напряжения вала изменяются по симметричному циклу

поэтому средние напряжения цикла , а амплитуда определяются по формуле

для вала со шпоночным пазом

где - суммарный изгибающий момент в рассматривающем сечении вала, Н·мм

- осевой момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом, мм2

где b- ширина шпоночного паза, мм

t1- глубина шпоночного паза в валу, мм

8.2 Касательные напряжения вала

изменяются по отнулевому циклу, поэтому средние напряжения цикла и амплитуда цикла равны и определяются по формуле

для вала со шпоночным пазом

где - крутящий момент передаваемый валом, Н·мм

- полярный момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом, мм3

где b- ширина шпоночного паза, мм

t1- глубина шпоночного паза в валу, мм

8.3 Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений.

8.4 Определяем масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений

8.5 Определяем коэффициент шероховатости, учитывающий влияние шероховатости на усталостную прочность вала

8.6 Определяем коэффициент поверхностного упрочнения

8.7 Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

8.8 Для стали коэффициент асимметрии цикла изменения касательных напряжений

принимается при . Коэффициент асимметрии нормальных напряжений не определяется, так как они изменяются по симметричному циклу и .

8.9 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где -предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа

8.10 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа

8.11 Расчетный коэффициент запаса прочности

8.12 Сравниваем расчетный коэффициент запаса прочности n с требуемым

Условие выполнено, так как .

9 СМАЗКА РЕДУКТОРА

Для обеспечения достаточной смазки цилиндрические колеса погружают в масло на высоту зуба. Сорт масла выбираю кинематической вязкости масла.

При смазывании окунанием объем масляной ванны принимают из расчета 0,5…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

где Р- мощность редуктора, кВт Р=5,28 кВт.

Выбираем масло И-Г-А-68

И-индустриальное масло

Г- масло для гидравлических систем

А-масло без присадок.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Сметанин А.С. энергетические и кинематические параметры приводов машин: методические указания и справочные материалы к курсовому проектированию / А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Е.А. Богданов, Т.В. Цветкова. -2-е изд.,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.-61с.

2. Е.А. Богданов, А.С. Сметанин, Е.О. Орленко. Расчет и конструирование механических передач с гибкой связью: Методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию. -2-е изд.,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.-73с.

3. Прокофьев Г.Ф. Механические передачи: учебное пособие / Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Архангельск: Издательство АГТУ, 2005.-210с.

4. Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения. Учебное пособие. Архангельск: Издательство АГТУ, 2003-104с.

5. Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие.- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.- 140с.

6. Основы конструирования: учебное пособие./ Г.Ф. Прокофьев, И.И. Иванкин, И.Ю. Королев, Т.В. Цветкова.- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.- 187с.

Размещено на Allbest.ru