Главная
База знаний "Allbest"
Производство и технологии
Кинематический расчет привода электродвигателя
Кинематический расчет привода электродвигателя
Подбор 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.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 16.03.2015 |
| Размер файла | 4,2 M |
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/
Содержание
- 1. Кинематический расчет привода
- 1.1 Мощность на выходе
- 1.2 Общий КПД привода
- 1.3 Требуемая мощность электродвигателя
- 1.4 Частота вращения приводного (выходного) вала
- 1.5 Ориентировочные значения частоты вращения двигателя
- 1.6 Подбор электродвигателя
- 1.7 Передаточные числа ступеней привода
- 1.7.1 Общее передаточное число привода
- 1.7.2 Передаточное число ременной передачи
- 1.7.3 Передаточные числа входных и выходных ступеней редуктора
- 1.8 Определение частоты вращения валов привода
- 1.8.1 Вал двигателя
- 1.8.2 Входной вал
- 1.8.3 Промежуточный вал
- 1.8.4 Выходной вал
- 1.9 Крутящие моменты на валах привода
- 1.9.1 Вал двигателя
- 1.9.2 Входной вал
- 1.9.3 Промежуточный вал
- 1.9.4 Выходной вал
- 2. Расчет редуктора
- 2.1 Расчет тихоходной ступени - прямозубой передачи
- 2.1.1 Выбор материалов
- 2.1.2 Расчет передачи
- 2.2 Расчет входной ступени косозубой передачи
- 2.2.1 Выбор материала
- 2.2.2 Определяем допускаемые напряжения
- 2.2.3 Расчет передачи
- 2.2.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
- 2.2.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку
- 2.3 Проектный расчет валов
- 2.3.1 Входной вал
- 2.3.2 Промежуточный вал
- 2.3.3 Выходной вал
- 3. Расчет клиноременной передачи
- 4. Эскизная компоновка редуктора
- 5. Выбор и проверка шпонок
- 5.1 Шпонка на вал-шестерню (быстроходный)
- 5.2 Шпонка для промежуточного вала
- 5.3 Шпонки для выходного (тихоходного) вала редуктора
- 6. Проверочные расчеты валов
- 6.1 Определение реакций опор для быстроходного вала
- 6.1 Определение реакций опор
- 6.2 Определение реакций опор для промежуточного вала
- 6.3 Проверочные расчеты для выходного вала
- 6.3.1 Определение реакций опор
- 6.3.3 Проверка вала на усталостную прочность
- 7. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность
- 7.1 Для быстроходного вала
- 7.2 Для промежуточного вала
- 7.3 Для тихоходного вала
- 8. Проектирование приводного вала цепного конвейера
- 9. Расчет элементов корпуса
- 10. Выбор муфты
- 11. Смазка зубчатых колес и подшипников
- 12. Выбор посадок сопряженных деталей
- Заключение
- Библиография
1. Кинематический расчет привода
Исходные данные:
- тяговое усилие цепи конвейера, ;
- скорость движения цепи, ;
- число зубьев звездочки, .
1.1 Мощность на выходе
.
1.2 Общий КПД привода
,
значения , , , принимаем по таблице 1.1 [1],
где
- КПД муфты, ;
- КПД ременной передачи, ;
- КПД зацепления, ;
- КПД опор, ,
откуда
.
кинематический расчет привод электродвигатель
1.3 Требуемая мощность электродвигателя
.
1.4 Частота вращения приводного (выходного) вала
.
1.5 Ориентировочные значения частоты вращения двигателя
,
где - передаточное число редуктора, ;
- передаточное число ременной передачи, ,
откуда
.
1.6 Подбор электродвигателя
По найденным значениям и выбираем двигатель.
Электродвигатель 4А132S6/965: , .
1.7 Передаточные числа ступеней привода
1.7.1 Общее передаточное число привода
1.7.2 Передаточное число ременной передачи
Примем ,
тогда
1.7.3 Передаточные числа входных и выходных ступеней редуктора
,
где - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,
- передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,
- табл.1.3 [1];
;
;
Принимаем стандартные значения: ; .
Тогда
; .
1.8 Определение частоты вращения валов привода
1.8.1 Вал двигателя
.
1.8.2 Входной вал
.
1.8.3 Промежуточный вал
1.8.4 Выходной вал
.
1.9 Крутящие моменты на валах привода
1.9.1 Вал двигателя
.
1.9.2 Входной вал
.
1.9.3 Промежуточный вал
1.9.4 Выходной вал
Исходные данные для расчета ременной передачи
для расчета быстроходной ступени
для расчета тихоходной ступени
2. Расчет редуктора
2.1 Расчет тихоходной ступени - прямозубой передачи
Продолжительность работы деталей привода:
2.1.1 Выбор материалов
Выбираем для изготовления колес и шестерен материал со средними механическими требованиями - сталь 40Х.
Твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса назначаем различной . Назначаем термообработку: - для колеса улучшение 230НВ, , , - для шестерни - улучшение 240НВ, , .
Допускаемые контактные напряжения.
Предел выносливости
для шестерни
;
для колеса
;
Коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала .
Принимаем для всех колес передачи т.к. срок службы равен 9 лет. .
Допускаемые контактные напряжения - для шестерни
.
колеса:
.
Для прямозубой передачи допускаемое контактное напряжение для расчетов равно:
Допускаемых напряжений изгиба.
Для колеса
;
для шестерни
;
Принимаем для всех колес передачи, т.к. срок службы равен 9 лет. . Коэффициент безопасности при изгибе определяем в зависимости от вида термообработки и выбранного материала .
Допускаемые напряжения изгиба - для колеса
;
для шестерни
;
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.
Предельные контактные напряжения для колеса
;
для шестерни
.
Предельные напряжения изгиба - для шестерни
;
для колеса
;
2.1.2 Расчет передачи
По рекомендации принимаем
При этом по формуле
по графику на рисунке 8.15 [1] находим .
Межосевое расстояние
находим
Находим модуль
Назначаем стандартное значение модуля .
Число зубьев шестерни
, принимаем
число зубьев колеса
принимаем .
Делительные диаметры шестерни и колеса
;
.
Окружная скорость
.
По таблице 8.2 [1] назначаем 9-ю степень точности.
По таблице 8.3 [1] .
Ранее было найдено .
Коэффициент торцового перекрытия
;
находится в рекомендуемых пределах.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий - для прямозубой передачи
;
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
;
Рабочие контактные напряжения
Изменяем ширину колес
Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
, где
- допускаемое контактное напряжение изгиба.
По графику на рисунке 8.20 [1] при Х=0 находим:
для шестерни при ;
для колеса при .
Расчет выполняем по тому колесу пары, у которого меньше .
В нашем случае ;
.
Расчет выполняем по колесу.
По графику на рисунке 8.15 [1] .
По таблице 8,3 [1] .
Далее
.
Находим
.
.
Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку.
По формуле
, где
и - соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
.
По формуле
, где
и - напряжение и момент при расчете на усталость;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
.
Условие прочности соблюдается.
2.2 Расчет входной ступени косозубой передачи
Исходные данные для расчета:
2.2.1 Выбор материала
Выбираем для изготовления колес и шестерен материал со средними механическими требованиями - сталь 40Х.
Твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса назначаем различной . Назначаем термообработку: - для колеса - улучшение 230НВ, , , - для шестерни - улучшение 280НВ, , . При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.
2.2.2 Определяем допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения.
,
где - предел выносливости по контактным напряжениям;
- коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала.
- коэффициент долговечности для контактных напряжений, .
Принимаем , т.к. срок службы передачи составляет 6 лет.
Предел выносливости для колеса
;
для шестерни
;
Коэффициент безопасности в зависимости от термообработки для данного материала: .
Допускаемые контактные напряжения для шестерни
.
колеса:
.
Допускаемое контактное напряжение для расчетов равно
Допускаемых напряжений изгиба.
,
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
- при односторонней нагрузке.
- коэффициент долговечности для изгибных напряжений, ,
- коэффициент безопасности по напряжениям изгиба в зависимости от термообработки для данного материала.
Принимаем для всех колес передачи .
Коэффициент безопасности при изгибе определяем по таблице 8.9 в зависимости от вида термообработки и выбранного материала .
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба:
для колеса
;
для шестерни
.
Допускаемые напряжения изгиба - для колеса
;
для шестерни
.
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.
Предельные контактные напряжения определяем по таблице 8.9 для колеса
;
для шестерни
.
Предельные напряжения изгиба для колеса
;
для шестерни
2.2.3 Расчет передачи
По рекомендации принимаем
При этом по формуле
и по графику на рисунке 8.15 [1] находим
.
Межосевое расстояние для косозубой передачи
Округляя по ряду Ra 40 до ,
ширина колеса
Или .
Модуль зубчатых колес
.
По таблице 8.1 [1] и рекомендациям назначаем .
Принимаем угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
Принимаем
Действительное значение угла наклона зубьев
Угол находится в рекомендуемых пределах .
Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни:
Принимаем
Число зубьев колеса:
Геометрические размеры колес
Делительные диаметры:
шестерни:
;
колеса:
.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
шестерни:
;
колеса:
Окружная скорость
.
По таблице 8.2 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 8.3 [1] ; По графику на рисунке 8.14 [1] . По таблице 8.7 [1] .
Коэффициент торцового перекрытия
;
находится в рекомендуемых пределах.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий - для прямозубой передачи
;
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
;
Удельная окружная сила
.
Контактные напряжения
Пересчитываем ширину зубчатого венца
Принимаем
Контактные напряжения
Условие прочности выполняется.
2.2.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
, где
- допускаемое изгибное напряжение.
По графику на рисунке 8.20 [1] при Х=0 находим:
для шестерни при ;
для колеса при .
Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше .
В нашем случае ;
.
Расчет выполняем по колесу.
По графику на рисунке 8.15 [1] .
По таблице 8.3 [1] .
Удельная окружная сила
,
.
Вспомогательный коэффициент
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
;
Проверка по условию прочности на изгиб
.
Условие прочности выполняется.
2.2.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку
По формуле
, где
и - соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев;
- предельно допускаемое напряжение.
Получаем
.
По формуле
, где
и - напряжение и момент при расчете на усталость;
- предельное допускаемое напряжение.
Получаем
.
Условия прочности соблюдается.
Окружная сила
Осевая сила
Радиальная сила
2.3 Проектный расчет валов
2.3.1 Входной вал
Определяем диаметр вала в опасном сечении при пониженных допускаемых напряжений кручения:
, где
- крутящий момент на валу, .
Принимаем диаметр выходного конца вала для ведомого шкива ременной передачи:
, ,.
Диаметр вала под подшипниками
Диаметр вала под уплотнителями
Диаметр буртика вала около подшипника
Выбираем предварительно подшипник №36207, , , , .
2.3.2 Промежуточный вал
Для промежуточного вала необходимо определить:
Диаметр вала под колесом
мм
принимаем диаметр под колесом
принимаем диаметр под подшипниками
.
Диаметр вала под втулку
Диаметр буртика вала около колеса
Предварительно принимаем подшипники №36208, , , , , .
2.3.3 Выходной вал
Принимаем диаметр вала под муфту МУВП-2000-65-1,2 ГОСТ 21424-75.
.
Диаметр вала под подшипниками
Диаметр вала под уплотнителями
Диаметр буртика для подшипника , при принимаем .
Диаметр вала под колесо .
- под муфту МУВП-2000
Принимаем подшипник №214: , , .
3. Расчет клиноременной передачи
Используем данные для расчета:
Мощность ;
Частота вращения (меньшего) шкива ;
Передаточные отношения ;
Скольжение ремня .
1. По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива ( (или вал А)) и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.
2. Вращающий момент
3. Диаметр меньшего шкива по формуле:
согласно таблице 7.7 с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем .
Диаметр ведомого шкива:
Уточняем передаточное число:
Устанавливаем межосевое расстояние:
Расчетная длина ремня:
Принимаем стандартную длину ремня .
Уточняем межосевое расстояние:
Найденное межосевое расстояние удовлетворяет рекомендациям методики расчета:
Угол обхвата ремнем малого шкива:
.
Это также удовлетворяет требованию по минимальному углу обхвата .
Скорость ремня:
Мощность , которого может передать один ремень U=1 для скорости , равна 1,52кВт.
Мощность , которую может передать один ремень в заданных условия:
Принимаем число ремней z=4, тогда , а
Окончательно z=2.
Сила предварительного натяжения одного ремня:
для сечения В,
Сила, действующая на вал:
Приняв класс точности ремней II, ресурс передачи вычисляем по формуле:
Ширину шкива для сечения А и двух ремней определяем по формуле:
.
4. Эскизная компоновка редуктора
Чтобы поверхности вращающихся валов не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор и зазор , которые определяются по формулам:
Принимаем а=12мм
.
.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
.
Принимаем .
На рис. 4.1 показана эскизно-компоновочная схема редуктора на основе которой установим:
1) для входного (быстроходного) вала
.
-ширина подшипника 36207
- зазор для маслозащитного кольца, а=12мм
- ширина зубьев шестерни;
Примем а1=154мм
L1=a1+b1=48+154=202мм
Lш=44мм - ширина шкива
Примем с1=62 мм
Рис. 4.1 Эскизно - компоновочная схема редуктора.
2) для выходного вала
,
Принимаем .
,
Принимаем .
Принимаем с3=94мм
3) для промежуточного вала:
При подшипнике 36208, у которого Bn2=18мм>Bn1=17мм
Принимаем .
Вычисленные размеры ai, bi, ci позволяют составить расчетные схемы нагружения валов.
5. Выбор и проверка шпонок
5.1 Шпонка на вал-шестерню (быстроходный)
Для установки на входной вал (dш=32мм) шкива клиноременной передачи с длиной ступицы Lст=44мм 10х8, выберем шпонку 10х8х32 ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки: ширина b=10мм, высота b=6мм, t=5мм, длина l=32мм.
Материал шпонки - сталь чистотянутая с ув?600МПа.
Проверим выбранную шпонку по напряжениям смятия:
;
для стальных ступиц [усм] =100МПа
где lp=l-b=32-10=22мм - расчетная длина шпонки
При T1=54,7Нм
5.2 Шпонка для промежуточного вала
При dв=dк2=42мм шпонка bxh=12x8мм, t=5мм. Ширина зубчатого колеса bw2=42мм. Примем Lшп=32мм, тогда Lраб=Lшп-b=32-12=20мм.
При Т2=262,3Нм
Условие прочности не обеспечивается.
Определим тогда Lш=Lр+b=41,6+12=53,6мм.
Учитывая принятое заниженное значение [усм] =100МПа примем Lш=50мм, тогда Lстк=60мм.
5.3 Шпонки для выходного (тихоходного) вала редуктора
1) Шпонка под муфту.
Dм=65мм, сечение шпонки 20х12мм, t=7,5мм.
При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки
тогда Lш=Lр+b=77,48+20=97,48мм
При Lм=105мм принимаем стандартное значение Lш=100мм
2) Шпонка под колесо.
При dk=78мм, шпонка bxh=22x14мм, t=9мм.
При Т3=1133,2Нм рабочая длина шпонки
Длина шпонки Lш=lp+b=80,11 мм.
Принимаем Lш=80мм и Lстк=90мм
6. Проверочные расчеты валов
6.1 Определение реакций опор для быстроходного вала
Расчетная схема нагружения вала показана на рис. 6.1.
Рис. 6.1 Расчетная схема нагружения быстроходного вала.
Исходные данные: крутящий момент Tб=54,7 Н·м, nб=n1=482,5об/мин. Материал вала-сталь улучшенная.
ув= 750Мпа, уТ=450Мпа, dшк=32мм - посадочный диаметр вала подшипников ременной передачи, dп=35мм - диаметр вала под подшипник, dбп=40мм, t= (dбп-dn1) /2=2,5мм, d1=42,99мм. Силы в зацеплении Ft1=2545H, FM=948H, Fa1=557H, Fp. n=731H.
6.1 Определение реакций опор
1) В плоскости YAZ (вертикальной)
Проверка:
Fr=948H=RBY+RAY=663,46+284,54=948H
2) Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной)
Проверка:
RВX+RAX=948,88+829,12=1814Н=Ft1-Fp. n=2545-731=1814H
3) Суммарные радиальные реакции опор:
Rmax=RB=1188H
Осевая реакция RAZ=FA=557H
6.2 Определение реакций опор для промежуточного вала
Исходные данные: Ft2=2545H, Fr2=948H, Fa2=557H, Ft3,t4=65.58H? da2=217.01мм, Fr3,r4=2387H.
Расчетная схема приведена на рис. 6.2
Рис. 6.2 схема нагружения промежуточного вала
1) Реакции опор в плоскости YAZ (вертикальной)
2) Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной)
Проверка:
RВX+RAX=4256,68+4846,32=9103Н=Ft2+Ft3=2545+6558=9103H
3) Суммарные радиальные реакции опор:
Осевая реакция RAZ=FA=557H
6.3 Проверочные расчеты для выходного вала
6.3.1 Определение реакций опор
Расчетная схема нагружения приведена на рис.6.3.
Рис .6.3 Схема нагружения выходного вала
Нагрузки: крутящий момент T3=1133,2 Н·м,, усилия на зубчатым колесе,, - нагрузка от муфты.
1) Реакции опор в плоскости YAZ (вертикальной)
2) Реакции опор в плоскости XAZ (горизонтальной)
Проверка:
RВX-RАX=8054,1-6196,1=1858Н=FM-Ft=8416-6558=1858H
3) Суммарные радиальные реакции опор:
Rmax=RB=8198H
Расчет вала на сложное сопротивление учитывает совместное действие деформаций изгиба и кручения.
1) Определим изгибающие моменты на участках вала
а) в плоскости YAZ
В сечении "С" вала My1=RAYa3=RBYb3=1530*74=113220Нмм
б) в плоскости XAZ
в) Суммарный изгибающий момент
Эпюры изгибающих моментов показаны на рис. 6.3 В местах, где M?max, сечения вала считаются основными.
2) Приведенные (эквивалентные) моменты
3) Проверка прочности вала в опасных сечениях
а) по месту установки подшипника в опоре "В"
В опоре "В" dв=dп=70мм
Условие прочности при dв=70мм
Условие прочности обеспечивается
б) по месту закрепления колеса (сечение "С")
Условие статической прочности вала выполняется.
6.3.3 Проверка вала на усталостную прочность
Материал вала - Сталь 45, улучшенная, ув?700Мпа.
Пределы прочности: у-1=280МПа,
Общий расчетный коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечениях вала:
где - запас сопротивления усталости по изгибу;
- запас сопротивления усталости по кручению.
,
В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; и - постоянные (средние) составляющие.
и - пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям.
;
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. (при r/d=0.03 и t/r=2)
и - масштабные коэффициенты при изгибе и кручении. (при dв=70мм)
1) Проверим запас усталостной прочности по месту установки подшипника в опоре "В".
, - для среднеуглеродистых сталей коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Запас усталостной прочности по касательным напряжения
Суммарный коэффициент запаса
Условие усталостной прочности обеспечивается.
2) Проверим запас усталостной прочности для сечения "С".
,
Коэффициенты: и ; ,
Запас прочности по нормальным напряжениям
Запас прочности по касательным напряжениям
Суммарный коэффициент запаса усталостной прочности
Условие обеспечения усталостной прочности в данном сечении также выполняется.
7. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность
7.1 Для быстроходного вала
Принят подшипник 36207, С=30800Н, С0=17000Н
Нагрузки: RA=877H, RB=1188H, Fa=557H, n1=483об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение: Fa/C0=557/1700=0.032
Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.345 и y= 1.59
Проверим отношение Fa/VFr=557/1*1188=0.468>e
Примем Fr1 = 1188Н - радиальная нагрузка; и V =1 - кинематический коэффициент, вращается внутреннее кольцо подшипника;
Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка
Qэкв = (0,45 Fr + Y · Fa) · Kд · KT;
где: Kд = 1,3 - коэффициент безопасности;
KT = 1,05 - температурный коэффициент;
Qэкв = (0,45*1188 + 1,59*557) ·1,3 ·1,05 = 1940 Н;
Расчетная долговечность в часах
lh =;
Подшипник 36207 обеспечивает запланированную долговечность.
7.2 Для промежуточного вала
Приняты подшипники 36208, С=38900Н, С0=23200Н
Нагрузки: RA=5106H, RB=4260H, Fa=557H, n2=96,5 об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение: Fa/C0=557/23200=0,024
Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.32 и y= 1.7
Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32
Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка
Qэкв = VFr · Kд · KT;
где: Kд = 1,3 - коэффициент безопасности;
KT = 1,05 - температурный коэффициент;
Qэкв = 1*5106·1,3 ·1,05 = 5970 Н;
Расчетная долговечность в часах
lh =;
Подшипник 36208 обеспечивает запланированную долговечность.
7.3 Для тихоходного вала
Приняты подшипники 214, С=61800Н, С0=37500Н
Нагрузки: RA=6255H, RB=8198H, Fa=0H, n3=96,5 об/мин.,lh=22075час
Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32
Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка
Qэкв = VFr · Kд · KT;
где: Kд = 1,3 - коэффициент безопасности;
KT = 1,05 - температурный коэффициент;
Qэкв = 1*8198·1,3 ·1,05 = 11190 Н;
Расчетная долговечность в часах
lh =;
Подшипник 214 обеспечивает запланированную долговечность.
8. Проектирование приводного вала цепного конвейера
Исходные данные: T4=Tприв. =648Нм, n4=54 об/мин. Шаг тяговой цепи t=100 мм, шаг зубьев z=10, количество звездочек 2.
1) Потребный диаметр вала
, Тприв. =648Нм.
Принимаем для расчета [фкр] =18МПа; dbmin=55 мм для стандартной муфты МУВП-1000-55
2) Принимаем конструктивно другие размеры вала
dп4=60мм, dбп=66мм, dбзв=75мм, l=105мм - данные размеры соответствуют размерам тихоходного вала. Эскиз приводного вала показан на рис.8.1.
Рис. 8.1 эскиз конструкции приводного вала
Подшипник принимаем двухрядный шариковый сферический 1212, имеющий dxDxB=60x110x22, r=2.5мм, С=30200Н, С0=15500Н.
3) Конструктивные размеры звезды.
Делительный диаметр
Диаметр окружности выступов
Диаметр ступицы звезды dст=1,5 dв=105мм
Длина ступицы lст=90 мм
4) Длина шпонки для закрепления тяговой звезды.
Для dв=70мм сечение шпонки Bxh=20x12, t=7.5мм.
Для шпонки установим из условия прочности ее на смятие.
Lш=lp+b=20.571+20=40.571мм.
Принимаем стандартное значение lшп=45мм.
Уточняем длину ступицы тяговой звезды lcn=65мм
5) Параметры тяговой цепи.
По ГОСТ 588-81 принимаем цепь М80 с разрушающей нагрузкой Fраз=80000Н, шаг t=100мм, ширина цепи BH=62мм, dp=25мм, ширина пластин h=35мм
6) Ширину зубьев звездочки принимаем Bзв=23мм
7) Проверочный расчет вала
а) составление расчетной схемы.
Известные параметры: T4=Tприв. =648Нм, n4=54 об/мин, FM=6364Н, материал - сталь 45, улучшенная, ув =700Мпа, у-1=280МПа, ф-1=140Мпа, [уиз] =80МПа
Составим расчетную схему вала, сто показано на рис.8.2.
Расстояние между звездами примем В=400мм, lм=105мм
Рис.8.2 Расчетная схема нагружения.
На схеме нагружения вала К1=30…40мм К2=40…60мм-конструктивные размеры, включающие размеры ширины крышки и подшипника в месте с выступающими винтами для ее закрепления на корпусе опоры, а также зазор для удобства выполнения разборки. К1=40мм, К2=52мм
Имеем размеры a=c=98мм, b=450мм, d=108мм
б) Определим реакции опор
Проверка: RBX-RAX=5509.52-3145.52=2364H=FM-F=2364H
в) Изгибающие моменты.
Мх1=6364*108=687312Нмм
Mx2=3146*100=314600Нмм
г) Приведенный изгибающий момент (наибольший)
МпривМАХ=
д) Проверка сечения вала в опоре "В" на сложное сопротивление.
Условие статической прочности обеспечивается.
8) Проверка подшипника качения на долговечность.
Эквивалентная нагрузка
Qэкв = VFr · Kд · KT=5510*1*1,3*1,05=7521Н;
Долговечность в часах
lh =;
Принятый подшипник 1212 обеспечивает запланированную долговечность.
9. Расчет элементов корпуса
Корпус литой из серого чугуна. Толщина стенок корпуса и крышки
д =
при Tmax=T3=1133.2Нм
д =.
Принимаем д =7мм и д1= 6мм
Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:
b = 1.5 д=12мм;
b1= 1.5 д =10 мм;
Ширина верхнего пояса:
k=2.7dкр=2,7*12=32,4мм
.
Принимаем (М12) к=32мм.
Ширина нижнего пояса корпуса (по фундаменту)
Кф=2,7dф=2,7*16=43,2мм
Принимаем болты резьбой М16 в количестве 4 шт. Примем Кф=42мм. Толщина фундаментальных лап .
10. Выбор муфты
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
-вращающий момент на валу редуктора;
n=22 об/мин - частота вращения входного вала
- диаметр консольного участка вала
Для данных параметров наиболее подходящая муфта упругая втулочно-пальцевая. Размеры этой муфты возьмем по ГОСТ 21424-75: МУВП-2000-65-1.2
Расчетный крутящий момент: D=250мм, L=218мм, l=105мм
Tp=kTH, где TH - номинальный делительный действующий момент
TH=T1=2000Нм, k=1.4 - коэффициент динамичности
11. Смазка зубчатых колес и подшипников
В проектируемом редукторе используем смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в масло.
Выбор сорта масла зависит от контактного давления в зубьях [уН] =579,3МПа, а также от окружной скорости Vmax=0,75м/с.
По табл. определяем необходимую кинематическую вязкость масла-60*10-6м2/с, по величине которой назначаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20779-75.
Рекомендуемый объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5…0,8л масла на 1кВт передаваемой мощности. При Р=3кВт V=2лит.
Смазка подшипников качения осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.
12. Выбор посадок сопряженных деталей
Посадка зубчатых колес на вал - по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Посадка муфты на входной вал редуктора - ,
посадка распорных колец - ,
Заключение
На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 132S4, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Uр = 17,13 UБ = 5,72, UТ = 3, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора nдв=1440, nвх=654,55, nпр=125,87, nвых=41,96, Тдв=43,74 Н•м, Твх=92,37 Н•м, Тпр=466 Н•м, Твых=1356,24 Н•м.
Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2500 ч.
Используя недорогие, но достаточно прочные стали 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.
Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 33999,94 ч.
Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.
Расчетным путём определена марка масла И-40A для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.
По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.
Библиография
1. Иванов М.Н. "Детали машин"-М.: Высшая школа, 1984. - 336с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин", М.: Высшая школа, 1985,-416с. ил.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988.
4. Соловьев В.Д. Курсовое проектирование деталей машин. - Тула: Тульский государственный университет, 2002.
5. Решетов Д.Н. "Детали машин"-М.: Машиностроение, 1974.
6. Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя"-М.: Машиностроение, 1978-559с., т.1,2.
7. Справочник-каталог "Подшипники качения"/Под ред.В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностроение, 1984. - 280с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Выбор 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 05.10.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Определение мощности электродвигателя, кинематический расчет привода. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Эскизная компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 09.07.2012Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Кинематический расчет привода электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет быстроходного и тихоходного валов, подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора, подбор муфты. Проверка прочности шпоночного соединения.
курсовая работа [277,2 K], добавлен 12.06.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016Кинематический 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 18.03.2014
