Расчет и проектирование привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

МИНИСТЕРСТВО ПО ЧРЕЗВЫЧАЙНЫМ СИТУАЦИЯМ

РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

КОМАНДНО-ИНЖЕНЕРНЫЙ ИНСТИТУТ

Специальность 1-94 01 01 «Предупреждение и ликвидация чрезвычайных ситуаций»

Дисциплина: «Прикладная механика»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

шифр: КП - 08.39.00.000 ПЗ

ТЕМА: «Расчет и проектирование привода конвейера»

Минск 2012

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2. Расчёт плоскоременной передачи

3. Расчет зубчатого зацепления

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструирование корпуса редуктора

6. Эскизная компоновка

7. Уточненный расчет валов

8. Расчет подшипников

9. Проверка шпоночных соединений

10. Выбор допусков и посадок основных деталей привода

Литература



Введение

Курсовой проект по прикладной механике представляет собой технический документ, в котором в форме описаний, пояснений, расчетных формул, чертежей и схем с необходимой полнотой формулируются принятые решения, приводятся доказательства их рациональности, даются необходимые пояснения о порядке осуществления проекта.

В курсовом проекте представлен расчет кинематических параметров привода. Основным разделом курсового проекта является расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора.

Основными видами расчетов зубчатых передач (проектирование редуктора), предусмотренных ГОСТ 21354-75, являются расчеты на контактную выносливость зубьев и выносливость при изгибе.

Редуктором называется зубчатая передача, собранная в отдельном корпусе и предназначенная для увеличения вращательного момента и уменьшения угловых скоростей.



1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Определяем:

Коэффициент полезного действия (КПД) привода

(точность - 3 знака после запятой), где - ориентировочные величины КПД различных видов механических передач и отдельных элементов привода (табл. 1.2.1 [1])

Для привода (рис. 1.1)

Рис. 1.1 - Схема привода

1,2,3-валы привода (1-входной, 2-промежуточный, 3-выходной)

А - электродвигатель

Б - плоскоременная передача

В - передача цилиндрическая закрытая

Г - подшипниковый узел

Ременная передача -

Зубчатая передача -

Подшипники промежуточного вала 2 -

Подшипники выходного вала 3 -

Расчетная мощность электродвигателя, кВт:

На основании рекомендуемых средних величин передаточных чисел u для различных видов механических передач (таб. 1.2.2 [1]) и рекомендуемого их распределения в редукторах и приводах (таб. 1.2.2 и рис. 1.2.2 [1]) определяем рекомендуемое передаточное число привода

Для привода (рис. 1.1):

ременная передача -

зубчатая закрытая цилиндрическая быстроходная передача -

Расчетная частота вращения вала электродвигателя, мин-1:

По каталогу (таб. 16.7.1 и таб. 16.7.2 [1]) выбираем асинхронный электродвигатель из условия и 4А160S8УЗ с характеристиками ,

Действительное общее передаточное число привода:

(точность - 3 знака после запятой)

С учетом полученного значения уточняем передаточные числа отдельных передач (таб.3 [2]):

зубчатая закрытая цилиндрическая быстроходная передача -

ременная передача -

Определяем мощность (Р), частоту вращения (n), угловую скорость (щ) и крутящий момент каждого вала (Т):

ведущий вал 1 (рис. 1.1):

, ,

,

промежуточный вал 2 (рис. 1.1):

,

,

,

выходной вал 3 (рис. 1.1):

, ,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу 1.

Таблица 1 Сводная таблица результатов кинематического расчета

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин -1	Угловая скорость , с -1	Крутящий момент Т, кН·м
1	5,588	705	73,79	0,076
2	5,31	260,052	27,219	0,195
3	5,1	65	6,803	0,75



2. Расчет плоскоременной передачи

Расчет плоскоременной передачи осуществляем в следующей последовательности. привод косозубый редуктор

Определяем диаметр ведущего шкива (принимаем резино-тканевый ремень), мм

, где

По табл. 2.1.1 [1] выбираем расчетный диаметр ведущего шкива, мм ГОСТ 17383-73

Диаметр ведомого шкива, мм:

По табл. 2.1.1 [1] выбираем расчетный диаметр ведомого шкива, мм ГОСТ 17383-73

Действительное передаточное число:

где - коэффициент упругого скольжения

Корректируем передаточное число последующей передачи привода и содержание таблицы 1:

промежуточный вал 2 (рис. 1.1):

, ,

,

выходной вал 3 (рис. 1.1):

,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу 2.

Рекомендуемое межосевое расстояние подбираем методом линейной интерполяции из таб. 2.1.2 [1]:

Расчетная длина ремня, мм:

Таблица 2 Сводная таблица результатов кинематического расчета

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин -1	Угловая скорость , с -1	Крутящий момент Т, кН·м
1	5,588	705	73,79	0,076
2	5,31	275,606	28,847	0,184
3	5,1	65	6,803	0,75

Действительную длину ремня, мм определяем из условия , где

табл. 2.1.10 [1]: В этом случае действительное межосевое расстояние передачи, мм



Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град

Значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве,

Скорость ремня, м/с определяем по формуле:

Значение коэффициента, учитывающего влияние центробежных сил,

Число пробегов ремня, с-1 определяем по формуле:

- условие для соединяемых ремней

Определяем толщину ремня, которая для прорезиненных ремней

Толщину ремня определяем стандартной, определяемой по числу и толщине прокладок:

таб. 36 [2]

Определяем допустимое полезное напряжение,

где СО - коэффициент, учитывающий вид передачи и угол наклона межосевой линии к горизонту (таб. 2.1.6 [1]): - передача с автоматическим натяжением ремня;

СР - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (таб. 2.2.2 [1]): - электродвигатель переменного тока общепромышленного применения, 1 смена работы передачи;

- стр. 76 [2]

Окружное усилие, Н определяем по формуле:

Определяем ширину ремня В, мм:

Окончательную ширину ремня принимаем по стандарту 50мм таб. 36 [2]

Сила, нагружающая валы передачи, Н



где - предварительное натяжение ремня, Н

- окружное усилие, Н

ц - коэффициент тяги - ремень прорезиненный



3. Расчет зубчатого зацепления

3.1 Материал и допускаемые напряжения

3.1.1 Выбираем материалы шестерни и зубчатого колеса

Материал шестерни - сталь 45Х (сечение - менее 100мм, твердость - 240ч280НВ, двр=850МПа, дт=650МПа, термическая обработка улучшение), зубчатого колеса - 40Х (сечение - менее 100мм, твердость - 230ч260НВ, двр=750МПа, дт=520МПа, термическая обработка улучшение) таб. 4.1.1, таб.4.1.2 [1].

Т.о.: шестерня: НВ1=260; ;

зубчатое колесо: НВ2=240; ;

3.1.2 Допускаемые контактные напряжения:

3.1.2.1 базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса :

рис.4.1.3 [1]:

3.1.2.2 эквивалентное число циклов :

где - продолжительность работы передачи, час

- число зацеплений зуба за один оборот колеса рис.4.1.5 [1]

- коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой рис.4.1.1 [1]

- частота вращения мин-1: ;

- число лет работы, год; принимаем

- число смен; принимаем число смен

- коэффициент использования передачи в году; принимаем

- коэффициент использования передачи в сутки; принимаем

3.1.2.3 коэффициент долговечности определим по формуле:

,

где qн - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость

, т.к.

3.1.2.4 определяем предел контактной выносливости, Мпа

таб. 4.1.3 [1]

3.1.2.5 определяем допускаемые контактные напряжения, МПа:

,

где - коэффициент запаса прочности:

- для зубчатых колес с однородной структурой;

3.1.2.6 расчетные допускаемые контактные напряжения, МПа для цилиндрических косозубых колес с небольшой разницей их твердости

3.1.3 Допускаемые изгибные напряжения

базовое число циклов напряжений :

эквивалентное число циклов :

где - продолжительность работы передачи, час

- число зацеплений зуба за один оборот колеса рис.4.1.5 [1]

- коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой рис.4.1.1 [1]

- частота вращения мин-1: ;

- число лет работы, год; принимаем

- число смен; принимаем число смен

- коэффициент использования передачи в году; принимаем

- коэффициент использования передачи в сутки; принимаем

коэффициент долговечности определим по формуле:

где qF - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость

, т.к.

определяем предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

таб. 4.1.3 [1]

определяем допускаемые изгибные напряжения, МПа:



,

где - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

- одностороннее приложение нагрузки;

определяем допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа:

контактные:

изгибные:

3.2 Прочностной расчет зубчатых передач

3.2.1 Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи

определяем расчетное межосевое расстояние, мм:

где - для косозубых передач;

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния

,

принимаем (таб.4.2.7 [1])

- симметричное расположение колес относительно опор (таб. 4.2.6 [1])

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, рис.4.2.2а [1]:

- коэффициент внешней динамической нагрузки (таб.4.2.9 [1]), принимаем режим нагружения двигателя - равномерный; режим нагружения ведомой машины - равномерный

Определяем ширины венцов, мм:

зубчатого колеса

шестерни

Величину округляем до ближайшего значения , мм () (таб. 4.2.2 [1])

Принимаем предварительно и , определяем модуль зацепления, мм

,

и округляем его до ближайшей величины mn, мм ()



таб.4.2.1 [1]

Суммарное число зубьев передачи

Округляем до ближайшего целого числа

Действительный угол наклона зуба определяем по формуле:

Число зубьев шестерни

Округляем до ближайшего целого числа Число зубьев зубчатого колеса

Действительное передаточное число

Диаметры зубчатых колес, мм

Начальных

: ;



вершин зубьев

: ;

Проверка

3.3 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении, Н

Окружная скорость колес, м/с

Степень точности - 9 таб.4.2.8 [1]

Удельная окружная динамическая нагрузка, Н/мм

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; - вид зубьев: простые без модификации таб. 4.2.10, рис. 4.2.5 [1]

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, (при и степени точности 9 таб.4.2.12 [1])

Удельная расчетная окружная нагрузка в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

Расчетные контактные напряжения, Мпа

,

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, ;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

3.4 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля на динамическую нагрузку; - вид зубьев: простые без модификации таб.4.2.11, рис.4.2.5 [1]

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, рис.4.2.2в [1]:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,



Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

Коэффициент, учитывающий форму зуба,

: , рис. 4.2.3 [1]

: ;

Расчет производим для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения

:,

Расчетные напряжения изгиба зуба, Мпа

,

- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косых зубьев



- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для косых зубьев

3.5 Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы, Н:

;

Радиальные силы, Н:

;

Осевые силы, Н:

;

Здесь



4. Предварительный расчет валов редуктора

Расчёт выполняем как проектный, для предварительного определения диаметра вала. Расчёт ведём по крутящему моменту на валу, а влияние изгиба учитываем понижением допускаемого напряжения на кручение.

Определяем диаметр вала по формуле:

[] - допускаемое напряжение на кручение (для стали 45 )

Принимаем стр.26 [2]

Для шестерни: - под уплотнение;

- под подшипник с учётом стандарта;

так как вал - шестерня, то устройство буртика для фиксации колеса в осевом направлении не требуется.

Для колеса:

Принимаем стр.26 [2]

Тогда:

- под уплотнение;

- под подшипник с учётом стандарта;

- под зубчатое колесо;

- буртик для фиксации колеса в осевом направлении

Для обеспечения удобства сборки и разборки, а также простоты фиксации детали от осевого перемещения, принимаем ступенчатую конструкцию вала. В данном редукторе используем роликовые конические однорядные подшипники таб.4.2.10 [3]:

под вал шестерни: № 7209 - d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; С = 50 кН; С0 = 33кН

под вал колеса: № 7214 - d = 70 мм; D = 125 мм; В = 26 мм; С = 96 кН; С0 = 82 кН



5. Конструирование корпуса редуктора

Корпус предназначен для размещения в нём деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнения.

Корпус редуктора должен быть достаточно прочным и жёстким, так как его деформации могут вызвать перекос осей валов и вследствие этого неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев зубчатых колёс. Корпус для повышения жёсткости обычно усиливают рёбрами, располагаемыми снаружи, у приливов под подшипниками.

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным. Плоскость разъёма проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания.

Основные детали корпуса - основание и крышка. Корпус обычно отливают из чугуна СЧ 12-28 и СЧ 15-32. Реже применяется стальное литьё в основном для корпусов, испытывающих высокие нагрузки.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Дно корпуса выполняют наклонным (1-2°) в сторону сливного отверстия.

В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотре редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления.

В нижней части основания корпуса предусматривают сливное отверстие, закрываемое резьбовой прокладкой, а также отверстие для установки маслоуказателя.

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом воздуха и масла. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнение и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путём установки отдушин в его верхних точках.

Для подъёма крышки корпуса, а также для подъёма в собранном виде редукторов на крышке устанавливаются рым-болты. Иногда вместо рым-болтов в литье делают крюки или петли.

Конструирование корпуса редуктора осуществляется в два этапа:

1.Определение приближённых размеров с целью установления расстояний от элементов передач до опор, необходимых для составления эскизной компоновки.

2. Окончательная проработка всех элементов конструкции корпуса при его графическом оформлении.

Основные размеры редуктора, мм:

толщина стенки основания редуктора : принимаем таб.24 [2]

толщина крышки редуктора: таб.24 [2]

толщина верхнего фланца основания таб.24 [2]

толщина нижнего фланца основания таб.24 [2]

толщина ребер основания таб.24 [2]

толщина нижнего фланца крышки таб.24 [2]

толщина ребер крышки таб.24 [2]

диаметр фундаментных болтов п.3 [1]

диаметр болтов у бобышек подшипников п.3 [1]

диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой п.3 [1]

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и червячных колёс (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до V?12 м/с, в зацеплении червячных передач при окружной скорости червяка до V ?10 м/с.

При больших скоростях масло сбрасывается центробежной силой. В этом случае применяют циркуляционное смазывание. Масло из картера или бака подаётся насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или коллекторы.

Выбор сорта масла начинаем с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости. По найденному значению вязкости выбираем соответствующее масло. В проектируемом редукторе применяется картерное смазывание. Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

В зависимости от контактного напряжения н = 450 МПа и окружной скорости v = 1,05 м/с определяем необходимую кинематическую вязкость масла. Она равна 35·10-6 м/с. Далее по найденному значению выбираем соответствующее масло. Выбираем индустриальное масло И - 40A. Смазку подшипников осуществляем методом разбрызгивания



6. Эскизная компоновка

Эскизную компоновку редуктора выполняют для определения положения зубчатых колёс, звёздочки и шкива относительно подшипников (опор) и конструктивного оформления деталей редуктора и корпуса. Эскизная компоновка, выполненная на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 прилагается.

Определяем длину и диаметр ступиц:

для колеса:

для шестерни:

Размеры, необходимые для компоновки:

толщина стенки редуктора ;

расстояние от внутренней стенки редуктора:

до боковой поверхности вращающейся части

до боковой части подшипника качения

радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней стенки редуктора:

радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:

ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром , таб.5.1.1 [1]

толщина фланца боковой крышки таб.11.1.1 [1]

6высота головки болта



7. Уточненный расчет валов

7.1 Ведущий вал

Строим эпюры изгибающих моментов от горизонтальных и вертикальных сил отдельно, считая, что в подшипниках вал опирается шарнирно.

Покажем расчетные схемы в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Определим реакции опор:



Строим эпюры изгибающих моментов МХ,МУ и Т (рис. 7.2)



Рис. 7.1-Расчетная схема ведущего вала



Рис. 7.2 - Эпюра изгибающих моментов ведущего вала



7.2 Ведомый вал

Строим эпюры изгибающих моментов от горизонтальных и вертикальных сил отдельно, считая, что в подшипниках вал опирается шарнирно.

Покажем расчетные схемы в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Определим реакции опор:

(в условии нет сведений о нагрузке в зацеплении с валом №3)

Строим эпюры изгибающих моментов МХ,МУ и Т (рис. 7.4)

Рис. 7.3-Расчетная схема ведомого вала



Рис. 7.4- Эпюра изгибающих моментов ведомого вала



7.3 Проверка валов на усталостную прочность

Как видим из эпюр изгибающих моментов, наиболее опасными сечениями валов являются места, где расположена шестерня и колесо.

Определяем коэффициент прочности для ведущего вала и сравниваем с допустимым:

Условие прочности

допустимое значение коэффициент запаса прочности

и - коэффициенты прочности изгиба и кручения:

;

- предел выносливости при изгибе и кручении для симметричного цикла; , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; и - масштабные факторы при изгибе и кручении; и - напряжения изгиба и кручения; и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла

Напряжения изгиба и кручения определяем по формуле:

Вывод: условие прочности для ведущего вала выполняется.

Определяем коэффициент прочности для ведомого вала и сравниваем с допустимым:

Условие прочности:

допустимое значение коэффициент запаса прочности

и - коэффициенты прочности изгиба и кручения:

; - предел выносливости при изгибе и кручении для симметричного цикла; , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; и - масштабные факторы при изгибе и кручении; и - напряжения изгиба и кручения; и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла

Напряжения изгиба и кручения определяем по формуле:

Вывод: условие прочности для ведомого вала выполняется.



8. расчет подшипников

8.1 Ведущий вал одноступенчатого косозубого цилиндрического редуктора

Угол наклона линии зуба:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Делительный диаметр шестерни:

Диаметр вала в месте посадки подшипника:

Расстояние между торцами подшипников и осью симметрии зубчатого колеса:

(по эскизной компоновке), частота вращения вала

Температура подшипникового узла

Расчет долговечности подшипников - 90% надежность.

По диаметру вала в месте посадки подшипников выбираем роликовые конические однорядные подшипники № 7209 - d = 45 мм; D = 85 мм; Т = 20,75 мм; С = 50 кН; С0 = 33кН с номинальным углом контакта

Определяем расчетные расстояния и вдоль оси вала от точек приложения реакций подшипников к валу до точки приложения сил в зацеплении передачи.

где а - расстояние от точки приложения реакций подшипника к валу до торца подшипника, определяемое для однорядных роликоподшипников по формуле:

где - предельное отношение , обусловливающее выбор коэффициентов X, Y и рассчитываемое по формуле:

Определяем реакции опор.

Реакции опор и от силы в горизонтальной плоскости:

Реакции опор и от силы и в вертикальной плоскости:



Суммарные реакции от сил , , :

Определяем осевые составляющие и от радиальных нагрузок, приложенные соответственно к подшипникам А и В, по формуле:

,

где для опоры А:

а для опоры В:

Определяем результирующие осевые нагрузки каждого подшипника, учитывая, что

и

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку вычисляем по формуле:

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности принимаем ;

температурный коэффициент

Для определения коэффициента радиальной нагрузки Х и коэффициента осевой нагрузки Y необходимо найти отношение результирующей осевой нагрузки подшипника к произведению , а затем сравнить это отношение с величиной е.

Для опоры А:

Для опоры А коэффициенты , (таб.5[3])

Для опоры В:

Для опоры В коэффициенты , (таб. 5[3]) и



Расчет скорректированной расчетной долговечности производим для наиболее нагруженной опоры .

,

где - коэффициент долговечности при надежности, отличной от 90%-ной; при надежности 96%-ной

- коэффициент, характеризующий совместное влияние качества металла деталей и условий эксплуатации на долговечность подшипника; для роликоподшипников конических, работающих в обычных условиях применения, ; принимаем

Долговечность является достаточной, т.к. она больше рекомендуемой величины долговечности. Типоразмер подшипников выбран верно.

8.1 Ведомый вал одноступенчатого косозубого цилиндрического редуктора

Угол наклона линии зуба:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Делительный диаметр шестерни:

Диаметр вала в месте посадки подшипника:

Расстояние между торцами подшипников и осью симметрии зубчатого колеса:

(по эскизной компоновке), частота вращения вала

Температура подшипникового узла

Расчет долговечности подшипников - 90% надежность.

По диаметру вала в месте посадки подшипников выбираем роликовые конические однорядные подшипники № 7214 - d = 70 мм; Т = 26,25 мм; D = 125 мм; С = 96 кН; С0 = 82 кН с номинальным углом контакта

Определяем расчетные расстояния и вдоль оси вала от точек приложения реакций подшипников к валу до точки приложения сил в зацеплении передачи.

где а - расстояние от точки приложения реакций подшипника к валу до торца подшипника, определяемое для однорядных роликоподшипников по формуле:

где - предельное отношение , обусловливающее выбор коэффициентов X, Y и рассчитываемое по формуле:

Определяем реакции опор.

Реакции опор и от силы в горизонтальной плоскости:

Реакции опор и от силы и в вертикальной плоскости:

Суммарные реакции от сил , , :

Определяем осевые составляющие и от радиальных нагрузок, приложенные соответственно к подшипникам С и D, по формуле:

,

где для опоры С:

а для опоры D:

Определяем результирующие осевые нагрузки каждого подшипника, учитывая, что

и

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку вычисляем по формуле:

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности принимаем ;

температурный коэффициент

Для определения коэффициента радиальной нагрузки Х и коэффициента осевой нагрузки Y необходимо найти отношение результирующей осевой нагрузки подшипника к произведению , а затем сравнить это отношение с величиной е.

Для опоры С:

Для опоры С коэффициенты , (таб.5[3])

Для опоры D:

Для опоры D коэффициенты , (таб.5[3]) и

Расчет скорректированной расчетной долговечности производим для наиболее нагруженной опоры .

,

где - коэффициент долговечности при надежности, отличной от 90%-ной; при надежности 96%-ной

- коэффициент, характеризующий совместное влияние качества металла деталей и условий эксплуатации на долговечность подшипника; для роликоподшипников конических, работающих в обычных условиях применения, ; принимаем

Долговечность является достаточной, т.к. она больше рекомендуемой величины долговечности. Типоразмер подшипников выбран верно.



9. Проверка шпоночных соединений

Зубчатое колесо второго вала, муфта крепятся на валах с помощью шпоночных соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов, а также шлицевых соединений.

В редукторах общего назначения из-за конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки соединений широко применяются призматические шпонки.

Сечение шпонки выбирается в зависимости от диаметра вала по каталогу ГОСТ 8788 - 68.

9.1 Ведущий вал

На ведущем валу для соединения вала с муфтой принимаем шпонку со следующими размерами:

- длина шпонки (длина ступицы 57,8 мм); ,- высота и ширина канавки таб. 9.1.2 [1];

- глубина пазов втулки.

Производим проверочный расчёт соединения по напряжениям сжатия:

стальная ступица, условие выполняется.

Т - крутящий момент на валу, ;

d - диаметр вала в месте посадки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

- сминаемая высота шпонки;

- допускаемое напряжение смятия, МПа



9.1 Ведомый вал

На ведомом валу редуктора для соединения вала с зубчатым колесом применим шпонку со следующими размерами:

- длина шпонки (длина ступицы 93,5 мм); ,- высота и ширина канавки таб.9.1.2 [1];

- глубина паза вала.

Производим проверочный расчёт соединения по напряжениям сжатия:

- стальная ступица,

условие выполняется.

Т - крутящий момент на валу, ;

d - диаметр вала в месте посадки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

- сминаемая высота шпонки;

- допускаемое напряжение смятия, МПа



10. Выбор допусков и посадок основных деталей привода

Посадка - это характер соединения деталей, определяемый величиной получающихся в нём зазоров или натягов. Посадки характеризуют свободу относительного перемещения деталей в соединении и подразделяются на подвижные, неподвижные и переходные посадки, при которых возможно получение как зазора, так и натяга.

Предельные отклонения размеров деталей указывают в виде дроби - в числителе проставляют условное обозначение поля допуска вала, например 34Н7/f6, 55 Н7/h6.

Выбираю сопряжение зубчатых колёс при частом демонтаже - Н7/h6.

Для обеспечения надёжности работы подшипников выбираю следующие посадки колец подшипников на вал и в корпус:

- для посадки внутреннего кольца выбираю отклонение к6;

- для посадки наружного кольца отклонение Н7;

- для посадки шкивов - H7/js6;

- для посадки муфты - H7/n6.



ЛИТЕРАТУРА

1. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. Пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда.-Мн.: УП «Технопринт», 2001.-290 с.;

2. А.С. Дмитриченко, А.С. Ковеня, С.А. Лосик. «Методическое пособие к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» - Минск ВПТУ ГУВПС МВД РБ - 1996 год.;

3. Кузин Н.А. Техническая механика. Выбор и расчет подшипников качения: Учеб.-метод. Пособие/Н.А. Кузин.-Мн.: УП «Технопринт», 2001.-102с;

4. Гузенков П.Г. «Детали машин» - М: Высшая школа, 1986 год;

5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. «Детали машин. Курсовое проектирование.» - М: Высшая школа, 1986 год и посл. Издания.

6. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» Кн 1,2.3 - М: Машиностроение, 1984 год

7. Прикладная механика. Оформление курсовых проектов/Сост.Лосик С.А., Кузин Н.А. Мн.: КИИ МЧС РБ, 2003-40с.

Размещено на Allbest.ru