Проектирование привода цепного конвейера

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.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 05.10.2014
Размер файла 1,2 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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

электродвигатель редуктор шпоночный

Цепные конвейеры предназначены для транспортирования сыпучих и штучных грузов. Тяговым элементом служат цепи, грузонесущим -- настилы, ковши, лотки, полки и т.п.

Наличие цепей в качестве тягового элемента ограничивает скорость их (обычно и < 1,0 м/с), но позволяет иметь большую длину транспортирования при значительной производительности.

Основными преимуществами цепных конвейеров по сравнению с ленточными являются возможность перемещения горячих (пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры), пылящих (скребковые конвейеры),
крупнокусковых (пластинчатые конвейеры, ковшовые конвейеры) грузов при больших углах наклона трассы или даже в вертикальном направлении, работа в более тяжелых условиях.

По виду рабочих и грузонесущих органов цепные конвейеры подразделяют на пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры, люлечные конвейеры, полочные конвейеры, ковшовые конвейеры и подвесные
конвейеры.

В данной курсовой работе рассмотрено проектирование привода цепного конвейера, который состоит из рамы привода, клиноременной передачи и двухступенчатого редуктора.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет необходимой мощности электродвигателя.

Мощность на выходном валу редуктора

NВЫХ = 2FtVЦ/1000 (1.1)

NВЫХ = 222000.2/1000 = 0,8 КВт

где Ft - окружное усилие на одной звездочке цепного конвейера, Ft=2200 Н

VЦ - скорость цепи конвейера, V=0,2 м/с

1.1 Расчетная мощность на валу электродвигателя

(1.2)

где - общий КПД привода

= зп3п3рпц.п (1.3)

где зп -КПД зубчатой передачи; зп = 0,98;

З - количество пар зубчатых колес;

п -КПД подшипников; п =0,99;

4 - количество пар подшипников;

рп - КПД ременной передачи; рп = 0,96;

Ц.П - КПД цепной передачи; Ц.П = 0,95.

Значения КПД принимаем по таблица 1.1

= 0,9830,9930,960,95 = 0,8328

Вт

1.2 Частота вращения выходного вала редуктора

(1.4)

где z - число зубьев звездочки, z = 7,

t - шаг цепи; t = 160 мм

мин-1

1.3 Угловая скорость на выходном валу редуктора

(1.5)

с-1

1.4 Определение необходимой частоты вращения электродвигателя

Необходимая частота вращения электродвигателя:

nДВ= nВЫХu (1.6)

где u - общее передаточное число привода

u = uPuЦuРЕД (1.7)

где uР - передаточное число ременной передачи; uР=2…4;

uЦ - передаточное число цепной передачи; uЦ=1,5…4

uРЕД - передаточное число редуктора;

uРЕД=uТuБ (1.8)

где uТ - передаточное число тихоходной ступени; uТ=2…4

uБ - передаточное число быстроходной ступени; uБ=4…6,3

Значения передаточных чисел принимаем по [1 таблица 1.2].

u=(2…4)(1,5…4)(2…4)(4…6,3)=24….403,2

nДВ=10.7(24…403,2)=256….4314 мин-1

1.5 Выбираем электродвигатель [ таблица2.1]

Тип двигателя 4А90LB8

Номинальная мощность N=1,1 кВт

Асинхронная частота вращения nДВ=700 мин-1

Синхронная частота вращения nС=750 мин-1

Диаметр вала dДВ=24 мм

Масса G =28,7 кг

1.6 Определение общего передаточного числа

Уточняем общее передаточное число

(1.9)

(1.10)

По ГОСТ-21426-75 принимаем uB=5

(1.11)

По ГОСТ-21426-75 принимаем uT=4,5

Тогда наш редуктор 5х4,5

Уточняем передаточное отношение ременной передачи

Уточняем передаточное отношение цепной передачи

Определение частоты вращения на каждом валу редуктора

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

(1.12)

мин-1

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

(1.15)

мин-1

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

(1.16)

мин-1

Частота вращения выходного вала редуктора:

(1.17)

мин-1

1.7 Определение крутящих моментов на каждом валу редуктора

Крутящий момент на валу электродвигателя

(1.18)

Нм

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

МБ = МДВuРРПП (1.19)

МБ = 14*2.8889*0,96*0,99 = 38,44 Нм

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора

МПР = МБuБЗПП (1.20)

МПР = 38,44*5*0,97*0,99 = 184,57 Нм

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

МТ = МПРuТЗПП (1.21)

МТ = 184,57*5*0,9409*0,99 = 859,63 Нм

Крутящий момент на выходном валу редуктора

МВЫХ = МТuЦЦПП (1.22)

МВЫХ = 859,63*1,000310,950,99 =810,99 Нм

1.8 Определение мощности на каждом валу

Мощность на быстроходном валу:

NБ=NДВ*РПК (1.23)

NБ=1,01*2,8889*0,96*0,99=2,77 кВт

Мощность на промежуточном валу:

NПР=NББПК

NПР=1,01*0,97*0,99=0,969 кВт

Мощность на тихоходном валу:

NТ=NПР2Т(ЗП)ПК

NТ=0,969*0,9409*0,99=0,902 кВт

Мощность на выходном валу:

NВЫХ=NT* кВт2Т(ЗП)ПК

NВЫХ=0,902*0,9409*0,99=0,88 кВт

2. Расчет передач редуктора

2.1 Расчет быстроходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1]

для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, 1=650 Н/мм2

для колеса сталь 45-235-262НВ, 1=540 Н/мм2

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость:

НВСР=0,5(НВmin+НВmax) (2.1)

для колеса

НВСР2=0,5(235+262)=248,5

для шестерни

НВСР1=0,5(269+302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения

(2.2)

где Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев

Hlim=2НВСР +70 (2.3)

SН- коэффициент безопасности; при улучшении SН=1,1

KHL=1-коэффициент долговечности

NНО=(НВСР)3 (2.5)

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N2=60n2Lh (2.6)

для шестерни N1=N2u (2.7)

где n2-частота вращения колеса, n2=242,306 мин-1;

Lh - время работы передачи

Lh=24KСУТ365КГОДT (2.8)

где KСУТ КГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; КСУТ=0,26; КГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

Lh = 240.263650.65 = 6833 ч

u-передаточное число передачи, u=5

KHLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N2 = 60242,3066833 = 99340613,88

N1 = 99340613,88 5 = 496703069,4

NHO1 = (285,5)3 = 23271176,37

NHO2 = (248,5)3 = 15345434,12

Условие выполняется так как

При N=496703069,4?NHO=23271176,37, тогда

Hlim1 = 2285.5+70 = 641 Н/мм2

Hlim2 = 2248.5+70 = 567 Н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[H] = 0.5([H1]+[H2]) (2.9)

[H] = 0.5(582,7+515,6) = 549,15 H/мм2

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям, т.к. по [2.c15]

[H] = 549.15 Н/мм2 < [H1] = 644.5 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

где KFL =1- коэффициент долговечности

NFO- базовое число циклов; NFO=4106;

KFlmax= 2.08 при улучшении [c14]Flim- предел выносливости зубьев при изгибе

Flim= 1,8НВср (2.12)

SF- коэффициент безопасности, SF = 1.75

Flim1 = 1.8285.5 = 513.9 Н/мм2

Flim2 = 1.8248.5 = 447.3 Н/мм2

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

(2.13)

где Ка- вспомогательный коэффициент, для косозубых колес Кa=430

KН=1,2- коэффициент нагрузки

а -коэффициент относительной ширины колеса, т.е. отношение длины зуба колеса(ширины колеса)в2 к межосевому расстоянию. Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется а=0,5,

Мп- момент передаваемый ступенью

Нм

мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем аW=71 мм0

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса

в2 = ааW (2.17)

в2 = 71*0,5 = 35,5 мм

Учитывая погрешности сборки и возможные осевые смещения зубчатого колеса, ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса:

в12+5 мм=35,5+5=40,5 мм

Модуль зубчатого зацепления

m = (0,01….0,02)аW (2.18)

m = 0,02*71 = 1.42 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,375 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

(2.19)

в-угол наклона зубьев косозубой передачи. У косозубых колес в=120

Число зубьев шестерни

(2.20)

где z1?z1min=17/cos3в для косозубых колес

Число зубьев колеса

z2 = zс -z1 (2.21)

z2 = 103-17 = 83

Уточняем фактическое передаточное число

(2.22)

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.1 - Основные размеры колес

Параметр

Обозначение и формула

Шестерня

Колесо

Делительный диаметр

d=mz

23

114

Диаметр выступов

dа=d+2m

25

116

Диаметр впадин

d1=d-2,5m

19

110

Ширина колеса

В

40.5

35.5

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колес, м/с

где n-частота вращения колеса, мин-1, d-диаметр делительной окружности, мм.

м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения

Расчетное контактное напряжение

(2.26)

где КН- коэффициент нагрузки

KНН2КНКНY (2.27)

где КН - коэффициент для косозубых колес КН=1

KH -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с КН=1

KHV - коэффициент динамичности, КHV=1,25

КН = 111,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

при z=17 YF=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

Yе=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

KFL=коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

При

==1

C=степень точности зубчатых колес, при учебном проектировании принимают среднее значение, равное 8. е=1,5

K -коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубы, принимают в зависимости от ?вd2/d1=35,5/110=0,4, тогда по таблице 4.5 K=1,04

KFV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

(2.27)

Где [уH]max=2.8уT=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

уT=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения еFMAX

(2.28)

Где [уF]max=0.8уT= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

2.2 Расчет тихоходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1]

для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, 1=650 Н/мм2

для колеса сталь 45-235-262НВ, 1=540 Н/мм2

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость:

НВСР=0,5(НВmin+НВmax)

для колеса

НВСР2=0,5(235+262)=248,5

для шестерни

НВСР1=0,5(269+302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения

где Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев

Hlim=2НВСР +70

SН- коэффициент безопасности; при улучшении SН=1,1

KHL=1-коэффициент долговечности

где NНО- базовое число циклов нагружений

NНО=(НВСР)3

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N2=60n2Lh

для шестерни N1=N2u

где n2-частота вращения колеса, n2=10,66 мин-1;

Lh - время работы передачи

Lh=24KСУТ365КГОДT

где KСУТ КГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; КСУТ=0,26; КГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

Lh = 240.263650.65 = 6833 ч

u-передаточное число передачи, u=5

KHLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N2 = 6010,666833 = 4370386,8

N1 = 99340613,88 4.5 = 19666740,6

NHO1 = (285,5)3 = 2327176,37

NHO2 = (248,5)3 = 1534534,12

Условие выполняется так как

При N=4370386,8?NHO=1534534,12, тогда

Hlim1 = 2285.5+70 = 641 Н/мм2

Hlim2 = 2248.5+70 = 567 Н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[H] = 0.5([H1]+[H2])

[H] = 0.5(582,7+515,6) = 549,15 H/мм2

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям

[H] = 549.15 Н/мм2 < [H1] = 644.5 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

где KFL =1- коэффициент долговечности

NFO- базовое число циклов; NFO=4106;

KFlmax= 2.08 при улучшении

Flim- предел выносливости зубьев при изгибе

Flim= 1,8НВср

SF- коэффициент безопасности, SF = 1.75

Flim1 = 1.8285.5 = 513.9 Н/мм2

Flim2 = 1.8248.5 = 447.3 Н/мм2

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

где Ка- вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес Кa=495

KН=1,2- коэффициент нагрузки

а -коэффициент относительной ширины колеса, т.е. отношение длины зуба колеса(ширины колеса)в2 к межосевому расстоянию. Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется а=0,5,

Мп- момент передаваемый ступенью

Нм

мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем аW=80 мм

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса

в2 = ааW

в2 = 80*0,5 = 40 мм

Учитывая погрешности сборки и возможные осевые смещения зубчатого колеса, ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса:

в12+5 мм=40+5=45 мм

Модуль зубчатого зацепления

m = (0,01….0,02)аW

m = 0,02*80 = 1.6 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

z2 = zс -z1

z2 = 106-17 = 89

Уточняем фактическое передаточное число

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.2 - Основные размеры колес

Параметр

Обозначение и формула

Шестерня

Колесо

Делительный диаметр

d=mz

25,5

133,5

Диаметр выступов

dа=d+2m

28,5

136,5

Диаметр впадин

d1=d-2,5m

21,75

129,75

Ширина колеса

В

40

45

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колеса, м/с

где n-частота вращения колеса, мин-1, d-диаметр делительной окружности, мм.

м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения.

Расчетное контактное напряжение

где КН- коэффициент нагрузки

KНН2КНКНY

где КН - коэффициент для прямозубых колес КН=1

KH -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с КН=1

KHV - коэффициент динамичности, КHV=1,25

КН = 111,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

при z=17 YF=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

KFV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

Где [уH]max=2.8уT=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

уT=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения еFMAX

Где [уF]max=0.8уT= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

3. Ориентировочный расчет валов редуктора. Подбор подшипников

3.1 Ориентировочный расчет валов редуктора

Ориентировочный диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности при кручении в случае контактных допускаемых напряжений.

мм (3,1)

где Т-крутящий момент [Н/мм], [ф]-допускаемое напряжение на кручение [ф]=15

Быстроходный вал редуктора

мм, принимаем d=15 мм

Диаметр вала под манжет

dм=17 мм

Диаметр вала под подшипник

dп=20 мм

Диаметр вала под шестерни

dп=24 мм

Тихоходный вал редуктора

мм, принимаем d=26 мм

Диаметр вала под манжет

dм=28 мм

Диаметр вала под подшипник

dп=30 мм

Диаметр вала под колесо

dk=34 мм

Промежуточный вал редуктора

мм, принимаем d=20 мм

Диаметр вала под подшипник

dп=20 мм

Диаметр вала под колесо

dп=22 мм

Диаметр вала под шестерни

dп=24 мм

3.2 Подбор подшипников

Необходимый ресурс работы подшипника

[Lh] = 24КСУТ365КГОдТ (3.2)

где КСУТГод - коэффициенты использования подшипников во времени;

КСУТ=0,26; КГОд=0,6

Т - полный срок службы; Т=5 лет

[Lh ] = 240,263650,65 = 6833 ч

Ресурс подшипника

(3.3)

где L- номинальная долговечность

(3.4)

где Сr - каталожная динамическая грузоподъемность, Н

R - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

т - степенной показатель, для шарикоподшипников т=3

n - частота вращения кольца подшипника, мин-1

Подшипники на быстроходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиально-упорный однорядный подшипник средней серии 46304

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, Dw=9.525,

Грузоподъёмность: Cr=17.8 кН, C0r=9.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на промежуточный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50204

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, Dw=9.525,

Грузоподъёмность: Cr=17.8 кН, C0r=9.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на тихоходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50206

Размеры: d=30 мм, D=62, B=16, r=1.5, Dw=9525,

Грузоподъёмность: Cr=19.5 кН, C0r=10.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

4. Эскизная компоновка редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки

= 0,025аWT+3 мм (4.1)

где аWT=80 мм - межосевое расстояние в тихоходной ступени

= 0,02580+3 = 5 мм

Принимаем б = 5 мм

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали

е1=1,1* =1,1*5=5,5 мм (4.2)

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора зубчатого конического

е=0,5*d4=4 мм (4.3)

Ширина подшипника

В1=18 мм, В2=14 мм

Наименьший зазор между внутренней стенкой корпуса редуктора и зубчатым колесом

b?1.2*?1.2*5?6 мм (4.4)

Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней

е2=0,75*=0,75*5=3,75 мм (4.5)

Расстояние между зубчатым колесом и валом

е3=1,75*=1,75*5=8,75 мм (4.6)

Расстояние от окружности выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища

в0=7,5*m=7,5*1,5=11,25 мм (4.7)

5. Расчет клиноременной передачи

Крутящий момент на быстроходном валу

(5.1)

Нм

По таблице 7.2 принимаем сечение ремня "0"

Диаметр ведущего шкива dР1 = 80 мм

Диаметр ведомого шкива

dР2 = dP1uP(1-) (5.2)

где - коэффициент скольжения клинового ремня; = 0,02

dР2 = 802,89(1-0,02) = 226 мм

По ГОСТ 17383-73 принимаем dP2 = 224 мм

Фактическое передаточное число

(5.3)

Скорость пробега ремня

(5.5)

Частота вращения ведомого шкива

(5.6)

мин-1

Межосевое расстояние

а = 1dР2 (5.7)

а = 1224 = 224 мм

Расчетная длина ремня

(5.8)

мм

По ГОСТ 1284 1-89 принимаем L = 1000 мм

Уточняем межосевое расстояние

(5.9)

Минимальное межосевое расстояние

аMin = а+0,025L (5.10)

аMin = 248+0,0251000 = 273 мм

Угол обхвата на меньшем шкиве

(5.11)

Относительная длина ремня

Допускаемая мощность на один ремень

(5.12)

где N0 - исходная мощность на один ремень; при dP1=80 мм и V=2,9 м/с NO=0,719 кВт;

C - коэффициент угла обхвата, C=0,89 [ таблица 7.4 ]

CL - коэффициент длины ремня; CL=0,86 [ таблица 7.5 ]

NH - поправка к мощности

NH = 0,0001MHnДВ

где МН - поправка к крутящему моменту на передаточное число;

МН=0,5 [ таблица 7.6]

NН = 0,00011,2700 = 0,035 кВт

СР - коэффициент режима работы

СР=0,84 [ таблица 7,7 ]

[N] = (0,7190,890,86+0,035)0,84 = 0,35 кВт

Расчетное число ремней

Действительное число ремней

(5.12)

где Ct - коэффициент неравномерности нагрузки; Ct=0,9 [3, c 47 ]

Принимаем число ремней Z=3

Сила начального натяжения одного ремня

(5.13)

где g =0,1 кг/м

Н

Усилие, действующее на валы передачи

(5.14)

Н

Размеры обода шкивов [ таблица 7.2]

h =7 мм h1 min= 6 мм

в = 2,5 мм 1 = 36о

e = 12 мм 2 = 38о

f = 8 мм

Наружные диаметры шкивов

d1 = dPi + 2в (5.15)

d1 = 80+22,5 = 80 мм

d2 = 224+22,5 = 229 мм

Ширина обода шкивов

М = (Z-1)е+2f (5.16)

M = (3-1)12+28 =40 мм

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для валов привода

6.1 Расчет быстроходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

(6.2)

Радиальная

(6.3)

Осевая

(6.4)

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

;

;

Q=807 Н;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

RAX=RBX=Ft=3342 H

Ma= RBXa=3342*0.041=137

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

RBY=721 H

RAY=3765 H

1 участок

Мa(0)=0 Нм

Ma(0.041)=30 Нм

2 участок

Мa(0)=-499 Нм

Мa(0.088)=512 Нм

3 участок

Мa(0)=-56.49 Нм

Ma(0.041)=17 Нм

4 участок

Ma(0)=0 кН·см

Ma(0.07)=-56.49 Нм

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.5)

где Т - пробел текучести материала;

для стали 45 Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.6)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.7)

где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 137 Нм, МУ = 512 Нм (из эпюры)

530 Нм

W -осевой момент сопротивления

(6.8)

м3

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 4.87 >[ST ] = 1…3

6.2 Расчет промежуточного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.9)

Радиальная

; (6.10)

Осевая

(6.11)

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

;

;

;

Составляющие усилия в зацеплении

Для колеса

Окружная

Радиальная

Осевая

Для шестерни

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Мa(0)=0 Нм

Ma(0.041)=429 Нм

2 участок

Мa(0)=429 Нм

Мa(0.045)=512 Нм

3 участок

Мa(0)=4295 Нм

Ma(0.045)=755 Нм

4 участок

Ma(0)=0 Нм Ma(0.041)=429 Нм

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Мa(0)=0 Нм

Ma(0.041)=191 Нм

2 участок

Мa(0)=703 Нм

Мa(0.045)=1150 Нм

3 участок

Мa(0)=703 Нм

Ma(0.045)=1150 Нм

4 участок

Ma(0)=703 Нм

Ma(0.041)=0 Нм

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.11)

где Т - предел текучести материала;

для стали 45 Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.12)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.13)

где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 755 Нм, МУ = 1150 Нм (из эпюры)

1375 Нм

W -осевой момент сопротивления

(6.14)

м3

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 2,49 =[ST ] = 1…3

6.3 Расчет тихоходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.15)

Радиальная

(6.16)

Осевая

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Мa(0)=0 Нм

Ma(0.041)=579 Нм

2 участок

Мa(0)=579 Нм

Мa(0.045)=0 Нм

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

H

H

1 участок

Мa(0)=0 Нм

Ma(0.041)=191 Нм

2 участок

Мa(0)=703 Нм

Мa(0.045)=1150 Нм

3 участок

Мa(0)=703 Нм

Ma(0.045)=1150 Нм

4 участок

Ma(0)=703 Нм

Ma(0.041)=0 Нм

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.17)

где Т - предел текучести материала;

для стали 45 Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.18)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.19)

где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 579 Нм, МУ = 248 Нм (из эпюры)

629 Нм

W -осевой момент сопротивления

(6.20)

м3

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 2,44 =[ST ] = 1…3

7. Расчет подшипников

7.1 Расчет подшипников на быстроходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=0,56, Y=1,71

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для шарикоподшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

,где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

7.2 Подбор подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=1, Y=0

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для роликовых подшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

7.3 Расчет подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Так как осевая нагрузка на подшипник , то проверку на динамическую нагрузку произвести не получится, тогда оставляем выбранный подшипник.

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические, размеры шпонок и пазов по ГОСТ 23360-72 [1]

Материал шпонок сталь45 нормализованная

Напряжения смятия из условия прочности:

(6.1)

где М - момент, передаваемый валом;

d - диаметр вала

h - высота шпонки

l - длина шпонки, принимаем на 5..10 мм меньше длины ступицы из ряда длин

в - ширина шпонки

8.1 Проверка прочности шпонок на быстроходном валу

На валу установлена 1 шпонка под стальной шкив.

Посадочный диаметр d=15 мм

Передаваемый момент Нб=38,44 Нм

Размеры шпонки в*h*l = 5640, t1=2.5 мм

Напряжения смятия

МПа

CМ=102 МПа< [СМ]=120 МПа условие прочности выполняется

8.2 Проверка прочности шпонок на промежуточном валу

На валу установлены две одинаковые шпонки под цилиндрические колеса.

Посадочный диаметр d=22 мм

Передаваемый момент МПР=184,57 Нм

Размеры шпонок в*h*l = 6732, t1= 3.5 мм

Напряжения смятия

МПа

Прочность шпонок обеспечена

8.3 Проверка прочности шпонок на тихоходном валу

На валу установлена шпонка под цилиндрическое колесо;

Посадочный диаметр d=33 мм

Передаваемый момент МТ=859,63 Нм

Размеры шпонки в*h*l = 10*9*39, t1=3.8 мм

Напряжения смятия

МПа

На валу установлена 1 шпонка под стальное колесо.

Посадочный диаметр d=26 мм

Передаваемый момент МТ=859,63 Нм

Размеры шпонки в*h*l = 8*7*39, t1=3.5 мм

Напряжения смятия

Мпа

Прочность шпонок обеспечена

9. Выбор масла

Смазывание зубчатых колес производится опусканием их в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес на 10….12 мм

Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес

Быстроходная ступень: V = 1,46 м/с, [П ] = 549,15 Н/мм2

Тихоходная ступень: V = 0,08 м/с, [П ] = 644.5 Н/мм2

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна

= 3410-6 м3/с [1, таблица 11.1]

Такой вязкости соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ20799-75

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М "Высшая школа", 1985 г. -416с

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование М "Высшая школа", 1990 г. -399с

3. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко. Расчет передачи зацеплением. Белгород, 1993 г. -61с

4. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко, Н.В. Столбов. Расчет и конструирование валов и подшипников. Белгород,1995 г. -87с

5. И.А. Биргер и др. Расчет на прочность деталей машин; справочник М "Машиностроение", 1972 г. -702 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • 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.

    курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015

  • 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.

    курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного конвейера. Расчет открытой поликлиноременной передачи, зубчатых колес и валов редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений; компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 11.02.2014

  • Кинематический 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

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Выбор 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 05.05.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.