Размещено на http://allbest.ru

Введение

привод редуктор передача зубчатый

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод ленточного транспортера.

Составными частями привода являются электродвигатель, клиноременная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с помощью ременной передачи; с выходного вала редуктора через муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

рабочие чертежи деталей редуктора;

чертеж общего вида натяжного устройства;

чертеж общего вида привода;

расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1.Краткое описание работы изделия и его назначение

Ленточный транспортер предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки различных грузов.

Движение ленты осуществляется посредством сварного барабана. Передача вращения на него осуществляется посредством мотор-редуктора, состоящего из цилиндрического двухступенчатого редуктора (развернутая схема) и асинхронного электродвигателя (исполнение IM 1081), сообщающихся посредством ременной передачи, ведомый шкив которой установлен на разгрузочную втулку. Соединение приводного вала и тихоходного вала редуктора осуществляется посредством муфты.

Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380 В. II типовой режим нагружения. Расчетный ресурс 10000 ч при надежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление серийное - 120 штук в год.

2. Кинематический расчет привода

Для проектирования ленточного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определим мощность, потребляемую движущим устройством (барабаном транспортера), оценим КПД привода, подсчитаем вращающие моменты на валах привода. Таким образом, определим исходные данные для расчета передач.

Вращающий момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

_оп = 0,99 - КПД опор приводного вала ([1], таб. 1.1, подшипники качения (одна пара));

_м = 0,98 - КПД муфты ([1], таб. 1.1, муфта соединительная);

Частота вращения приводного вала или выходного вала редуктора:

Потребляемая мощность привода:

Требуемая мощность электродвигателя:



_общ = _ред *_{оп м рп} = 0,97*0,99*0,98*0,95 = 0,89

_ред = 0,97 - КПД редуктора ([1], таб. 1.1,зубчатая цилиндрическая передача));

_рп =0,95 - КПД ременной передачи([1], таб. 1.1,);

Передаточное число между электродвигателем и редуктором: u=2,5 ([1], таб. 1.3. ременная передача);

Подбор электродвигателя осуществлялся с помощью ЭВМ, исходя из его мощности и частоты вращения ротора, также учитывалась его масса и размеры (Приложение 1). В результате был выбран электродвигатель АИР90L2/2850, с мощностью - 3кВт, частотой вращения вала - 2850 об./мин., массой 28,7 кг и диаметром вала 24 мм ([1], таб. 24.9).

Общее передаточное число привода:

Передаточное отношение механизма и ступеней редуктора - см. Приложение 2.

Частота вращения тихоходного и быстроходного валов - см. Приложение 2.

Частота вращения промежуточного вала:

Вращающие моменты на валах привода - см. Приложение 2.

3. Расчет зубчатых передач

Расчет зубчатых передач редуктора осуществлен на ЭВМ в два этапа. На первом этапе было получено 36 вариантов исполнения 2-х ступеней редуктора (Приложение 1). Выбор оптимального варианта осуществляется посредством 8 параметров, характеризующих передачу.

Был выбран 5 вариант по следующим причинам:

- термическая обработка колес - улучшение, твердость 28.5HRC и термическая обработка шестерен - улучшение и закалка ТВЧ, твердость 49 HRC являются оптимальными для работы передачи, дающие лучшую защиту от износа и от излома зуба;

- масса колес 8,3 кг и механизма 45 кг наименьшая;

- суммарное межосевое расстояние 220 мм обеспечивает оптимальные размеры редуктора, соразмерность узлов и деталей привода.

Конструктивные ограничения

Диаметр концевого участка быстроходного вала:

Диаметр впадин шестерни:

Оптимизацию производим с использованием графиков, которые строим по результатам расчета на ЭВМ.



На втором этапе для выбранного варианта были получены все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников (Приложение 2).

4. Разработка компоновочной схемы

4.1 Предварительный расчет валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов из Приложения 2:

Быстроходного T_б= 25 Hм

Промежуточного T_пр=114,3 Hм

Тихоходного T_т= 504,3 Hм

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора (округляются в ближайшую сторону до стандартных ([1], таб. 24.1), диаметры концов валов согласуются с ([1], таб. 24.27), высота заплечика, координата и размер фаски подшипника принимается согласно ([1], стр. 46))

Для быстроходного:

Для промежуточного:

Для тихоходного:

4.2 Расчет расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляем зазор:

L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Расстояние между дном корпуса и поверхность колес:



Расстояние между торцевыми поверхностями колес:

4.3 Выбор типа подшипника и схемы его установки

Первоначально назначаем фиксацию каждого вала двумя шариковыми радиальными подшипниками серии диаметров 2.

Для быстроходного: 205 d = 25 мм D = 52 мм B = 15 мм r = 1,5 мм

Для промежуточного: 305 d = 25 мм D = 62 мм B = 17 мм r = 2 мм

Для тихоходного: 209 d = 45 мм D = 85 мм B = 19 мм r = 2мм

Схема установки подшипников - «враспор», так как оно конструктивно наиболее проста.

4.4 Составление компоновочной схемы редуктора

Для вычерчивания эскизной компоновки предварительно принимаем:

Для быстроходного:

Длину промежуточного участка:

Длину посадочного конца вала:

Наружная резьба конического конца вала: М12х1,25 ([1], таб. 24.27)

Для тихоходного:

Длину промежуточного участка:

Длину посадочного конца вала: ([1], таб. 24.27)

Наружная резьба конического конца вала: М24х2 ([1], таб. 24.27)

5. Расчет подшипников

Валы представлены в пространственном отображении отстающими друг от друга, проставлено их направления вращения и направления наклона зубьев колес и шестерен. Радиальные подшипники заменены шарнирно-подвижными опорами.

5.1 На быстроходном валу

Исходные данные:

Частота вращения вала n=1134,2 об/мин

Радиальная сила в зацеплении F_r=572,1 Н

Осевая сила в зацеплении F_A=285,8 Н

Окружная сила в зацеплении F_t=1545,5 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L_10ah=10000 часов

Режим нагружения II - средний равновероятный

Диаметр шестерни на валу d₁=32,034 мм

Консольная нагрузка F_к=412,77 Н

Линейные размеры l=114 мм

l₁=81,5 мм

l₂=52,8 мм

Определение радиальных реакций опор от сил в зацеплении

В плоскости YOZ

Проверка:

В плоскости XOZ



Проверка:

Суммарные реакции опор:

Радиальные реакции опор от действия консольной силы:

Проверка:

В дальнейших расчетах направление векторов реакций опор от действия муфты условно принимаем совпадающим с направлением векторов реакций от сил в зацеплении.

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Внешняя осевая сила, действующая на валах:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники: 205.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.10] находим:

Из [1, таб. 7.3]

Коэффициент осевого нагружения [1, таб. 7.2]:

При вращении внутреннего кольца V=1

Окончательно принимаем

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а₂₃=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):

Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

5.2 На промежуточном валу

Исходные данные:

Частота вращения вала n=245,7 об/мин

Радиальная сила на шестерни в зацеплении F_r1=1631,4 Н

Радиальная сила на колесе в зацеплении F_r2=572,1 Н

Осевая сила на шестерни в зацеплении F_A1=843,3 Н

Осевая сила на колесе в зацеплении F_A2=285,8 Н

Окружная сила на шестерни в зацеплении F_t1=4402,2 Н

Окружная сила на колесе в зацеплении F_t2=1545,5 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L_10ah=10000 часов

Режим нагружения II - средний равновероятный

Диаметр шестерни на валу d₁=50,909 мм

Диаметр колеса на валу d₂=147,966 мм

Линейные размеры l=116 мм

l₁=41,5 мм

l₂=33,5 мм

Определение радиальных реакций опор от сил в зацеплении

В плоскости YOZ

Проверка:

В плоскости XOZ

Проверка:

Суммарные реакции опор:

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Внешняя осевая сила, действующая на валах:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники: 305.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.10] находим:

Из [1, таб. 7.3]

Коэффициент осевого нагружения [1, таб. 7.2]:

При вращении внутреннего кольца V=1

Окончательно принимаем

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а₂₃=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):

Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 305 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

5.3 На тихоходном валу

Исходные данные:

Частота вращения вала n=54,6 об/мин

Радиальная сила в зацеплении F_r=1631,4 Н

Осевая сила в зацеплении F_A=843,3 Н

Окружная сила в зацеплении F_t=4402,2 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L_10ah=10000 часов

Режим нагружения II - средний равновероятный

Диаметр колеса на валу d₂=229,091 мм

Линейные размеры l=118 мм

l₁=42,5 мм

l₂=81,5 мм

Определение радиальных реакций опор от сил в зацеплении

В плоскости YOZ

Проверка:

В плоскости XOZ

Проверка:

Суммарные реакции опор:

Консольная сила от муфты:

Радиальные реакции опор от действия консольной силы:

Проверка:

В дальнейших расчетах направление векторов реакций опор от действия муфты условно принимаем совпадающим с направлением векторов реакций от сил в зацеплении.

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Внешняя осевая сила, действующая на валах:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники: 209.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.10] находим:



Из [1, таб. 7.3]

Коэффициент осевого нагружения [1, таб. 7.2]:

При вращении внутреннего кольца V=1

Окончательно принимаем

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника пр а₁=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а₂₃=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):



Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 209 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

5.4 На приводном валу

Исходные данные:

Окружная сила в зацеплении F_t=2800 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L_10ah=10000 часов

Режим нагружения II - средний равновероятный

Диаметр барабана d=315 мм

Консольная нагрузка F_к=5614 Н

Линейные размеры l=600 мм

l₁=300 мм

l₂=68 мм

Определение реакций опор от сил в зацеплении



Проверка:

Радиальные реакции опор от действия консольной силы:

Проверка:

В дальнейших расчетах направление векторов реакций опор от действия муфты условно принимаем совпадающим с направлением векторов реакций от сил в зацеплении.

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Предварительно назначаем шариковые радиальные двухрядные: 1209.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.12] находим:

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а₂₃=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):

Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 1209 обеспечивает заданный ресурс.

6. Проверочный расчет валов на прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций вала в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

6.1Расчет быстроходного вала

Исходные данные:

Частота вращения вала n=1134,2 об/мин

Радиальная сила в зацеплении F_r=572,1 Н

Осевая сила в зацеплении F_A=285,8 Н

Окружная сила в зацеплении F_t=1545,5 Н

Диаметр шестерни на валу d₁=32,034 мм

Консольная нагрузка F_к=412,77 Н

Линейные размеры l=114 мм

l₁=81,5 мм

l₂=52,8 мм

Вал изготовлен из стали марки Ст. 40Х со следующими характеристиками:

у_В=790 МПа

у_Т=640 МПа

ф_Т=380 МПа

у_-1=370 МПа

ф_-1=210 МПа

ш_ф =0,09

Определение внутренних силовых факторов

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

I-I - место по центру шестерни: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой,

II-II - место установки левого подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал ,

Суммарный изгибающий момент в сечении I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении II-II:

Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

По [1, таб. 10.3]

Момент инерции:



- коэффициент по [1, рис. 10.14а] в зависимости от коэффициента смещения инструмента и числа зубьев;

-делительный диаметр;

Момент сопротивления на изгиб:

-диаметр вершин зубьев;

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

- коэффициент по [1, рис. 10.14б] в зависимости от коэффициента смещения инструмента и числа зубьев;

Сечение II-II

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:



Площадь сечения:

Расчет вала на статическую прочность

Сечение I-I

Напряжение изгиба:

- коэффициент перегрузки (для асинхронного электродвигателя)

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:



- минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля), [1, стр. 184]

Сечение II-II

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях

Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I-I

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.11]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.7]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9] Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

- коэффициент запаса прочности, в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля, [1, стр. 188]

Сечение II-II

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.10]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.7]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях.

6.2Расчет промежуточного вала

Исходные данные:

Частота вращения вала n=245,7 об/мин

Радиальная сила на шестерни в зацеплении F_r1=1631,4 Н

Радиальная сила на колесе в зацеплении F_r=572,1 Н

Осевая сила на шестерни в зацеплении F_A1=843,3 Н

Осевая сила на колесе в зацеплении F_A2=285,8 Н

Окружная сила на шестерни в зацеплении F_t1=4402,2 Н

Окружная сила на колесе в зацеплении F_t2=1545,5 Н

Диаметр шестерни на валу d₁=50,909 мм

Диаметр колеса на валу d₂=147,966 мм

Линейные размеры l=116 мм

l₁=41,5 мм

l₂=33,5 мм

Вал изготовлен из стали марки Ст. 40Х со следующими характеристиками:

у_В=790 МПа

у_Т=640 МПа

ф_Т=380 МПа

у_-1=370 МПа

ф_-1=210 МПа

ш_ф =0,09

Определение внутренних силовых факторов

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

I-I - место по центру шестерни: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой,

II-II - место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, осевой силой, концентратор напряжений - посадка с натягом,

Суммарный изгибающий момент в сечении I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении II-II:

Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

По [1, таб. 10.3]

Момент инерции:

- коэффициент по [1, рис. 10.14а] в зависимости от коэффициента смещения инструмента и числа зубьев;

-делительный диаметр;

Момент сопротивления на изгиб:

-диаметр вершин зубьев;

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

- коэффициент по [1, рис. 10.14б] в зависимости от коэффициента смещения инструмента и числа зубьев;

Сечение II-II

Момент сопротивления на изгиб:



Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

Расчет вала на статическую прочность

Сечение I-I

Напряжение изгиба:

- коэффициент перегрузки (для асинхронного электродвигателя)

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля), [1, стр. 184]

Сечение II-II

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях

Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I-I

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.12]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.7]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

- коэффициент запаса прочности, в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля, [1, стр. 188]

Сечение II-II

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб.

10.13]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:



Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях.

6.3 Расчет тихоходного вала

Исходные данные:

Частота вращения вала n=54,6 об/мин

Радиальная сила в зацеплении F_r=1631,4 Н

Осевая сила в зацеплении F_A=843,3 Н

Окружная сила в зацеплении F_t=4402,2 Н

Диаметр колеса на валу d₂=229,091 мм

Линейные размеры l=118 мм

l₁=42,5 мм

l₂=81,5 мм

Вал изготовлен из стали марки Ст. 40Х со следующими характеристиками:

у_В=790 МПа

у_Т=640 МПа

ф_Т=380 МПа

у_-1=370 МПа

ф_-1=210 МПа

ш_ф =0,09

Определение внутренних силовых факторов

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

I-I - место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой, концентратор напряжений - посадка с натягом

II-II - место установки правого подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал ,

Суммарный изгибающий момент в сечении I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении II-II:



Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:



Сечение II-II

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

Расчет вала на статическую прочность

Сечение I-I

Напряжение изгиба:

- коэффициент перегрузки (для асинхронного электродвигателя)

Напряжение кручения:



Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля), [1, стр. 184]

Сечение II-II

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях

Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I-I

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:



- коэффициент запаса прочности, в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля, [1, стр. 188]

Сечение II-II

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях.

6.4 Расчет приводного вала

Исходные данные:

Окружная сила в зацеплении F_t=2800 Н

Диаметр барабана d=315 мм

Консольная нагрузка F_к=5614 Н

Линейные размеры l=600 мм

l₁=300 мм

l₂=68 мм

l₃=166 мм

Вал изготовлен из стали марки Ст. 40Х со следующими характеристиками:

у_В=790 МПа

у_Т=640 МПа

ф_Т=380 МПа

у_-1=370 МПа

ф_-1=210 МПа

ш_ф =0,09

Определение внутренних силовых факторов

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

I-I - середина вала, нагружена максимальный изгибающим моментом и крутящим моментом;

II-II - место установки левого подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал,

II-II -сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, концентратор напряжений - шпоночный паз,

Суммарный изгибающий момент в сечении I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении II-II:

Суммарный изгибающий момент в сечении III-III:

Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:



Площадь сечения:

Сечение II-II

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

Сечение III-III

Момент сопротивления на изгиб:

Момент сопротивления на кручение:

Площадь сечения:

Расчет вала на статическую прочность

Сечение I-I

Напряжение изгиба:

- коэффициент перегрузки (для асинхронного электродвигателя)

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

- минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля), [1, стр. 184]

Сечение II-II

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:



Сечение III-III

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях

Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I-I

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

 (симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.7]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

- коэффициент запаса прочности, в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля, [1, стр. 188]

Сечение II-II

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:



- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.13]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение III-III

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

(симметричный цикл)

(отнулевой цикл)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, [1, таб. 10.11]

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, [1, таб. 10.7]

- коэффициенты влияния качества обработки поверхностей, [1, таб. 10.8]

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1, таб. 10.9]

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла при кручении:

Частный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях.

7. Расчет соединений

7.1 Соединения с натягом

Соединение колесо - тихоходный вал (Условие нераскрытия стыка)

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе: ;

Диаметр соединения: ;

Условный наружный диаметр ступицы колеса: ;

Длина сопряжения: ;

Диаметр отверстия вала: d₁=0.

1. Среднее контактное давление:

K=3 - коэффициент запаса сцепления для предотвращения контактной коррозии ([1], стр. 86);

f=0,14 - коэффициент сцепления (трения) при сборке с нагревом для пары материалов: сталь-сталь ([1], стр.86);

2. Деформация деталей:

Е₁=Е₂=2,1*10⁵ МПа - модуль упругости для стали ([1], стр. 87);

C₁ и C₂ - коэффициенты жесткости:



µ=0,3- коэффициент Пуассона для стали ([1], стр. 87);

3. Поправка на обмятие микронеровностей:

Где Ra₁=1,6 мкм и Ra₂=0,8 мкм - среднее арифметическое отклонение профиля поверхностей ([1], таб. 22.2);

4. Минимальный натяг, необходимый для передачи вращающего момента:

5. Максимальный натяг, допускаемый прочностью ступицы:

Где

-максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей и охватываемой детали, меньшее из двух:



- пределы текучести материалов охватывающей и охватываемой детали ([1], таб. 2.1);

6. Выбор посадки

По таблице 6.3 [1] выбрана посадка H8/u8 удовлетворяющая условию N_min=55 мкм ? [ N_min]=46,3 мкм и N_max=119 мкм ? [ N_max]=198,9 мкм.

7. Температура нагрева охватывающей детали:

- зазор, для удобства сборки ([1], стр. 89);

Соединение колесо - промежуточный вал (Условие нераскрытия стыка)

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе: ;

Диаметр соединения: ;

Условный наружный диаметр ступицы колеса: ;

Длина сопряжения: ;

Диаметр отверстия вала: d₁=0.

1. Среднее контактное давление:

K=4,5 - коэффициент запаса сцепления для предотвращения контактной коррозии ([1], стр. 86);

f=0,14 - коэффициент сцепления (трения) при сборке с нагревом для пары материалов: сталь-сталь ([1], стр.86);

2. Деформация деталей:

Е₁=Е₂=2,1*10⁵ МПа - модуль упругости для стали ([1], стр. 87);

C₁ и C₂ - коэффициенты жесткости:

µ=0,3- коэффициент Пуассона для стали ([1], стр. 87);

3. Поправка на обмятие микронеровностей:

Где Ra₁=1,6 мкм и Ra₂=0,8 мкм - среднее арифметическое отклонение профиля поверхностей ([1], таб. 22.2);

4. Минимальный натяг, необходимый для передачи вращающего момента:

Максимальный натяг, допускаемый прочностью ступицы:

Где

-максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей и охватываемой детали, меньшее из двух:

- пределы текучести материалов охватывающей и охватываемой детали ([1], таб. 2.1);

5. Выбор посадки

По таблице 6.3 [1] выбрана посадка H7/u7 удовлетворяющая условию N_min=42 мкм ? [ N_min]=41,7 мкм и N_max=78 мкм ? [ N_max]=127,5 мкм.

6. Температура нагрева охватывающей детали:

- зазор, для удобства сборки ([1], стр. 89);

7.2 Расчет шпоночного соединения

Рабочая длина шпонки l_раб назначается таким образом, чтобы нагрузочная способность соединения ограничивалась напряжениями смятия у_см на боковых гранях шпонки. В расчете условно полагаем распределение у_см равномерным.

- допускаемое напряжение из [3, таб. 6.1];

T - момент на валу;

d - диаметр вала;

k=0,43*h - глубина врезания шпонки в ступицу при d<40 мм;

Полная длина шпонки при скругленных концах:

b - ширина шпонки.

Шпонки изготовляются из чистотянутой стали 4 5 [3, таб. 1.1]. Поэтому допускаемое напряжение:



S=1,9…2,3 - коэффициент запаса при нереверсивной нагрузке.

Соединение быстроходного вала и крышки

d=18 мм

T_Б=25 Н*м

Параметры выбранной шпонки по ГОСТ 23360-78:

b=6 мм

h=6 мм

l=14 мм

Соединение тихоходного вала и полумуфты (приводного вала и полумуфты)

d=35 мм

T_Т=504,3 Н*м

Параметры выбранной шпонки по ГОСТ 10748-79:

b=10 мм

h=9 мм

l=45 мм

Соединение приводного вала и барабана

В конструкции барабанов с двумя ступицами на валу устанавливаем только одну шпонку на ступицу со стороны подвода крутящего момента (левую). В случае установки второй шпонки она будет воспринимать незначительную часть нагрузки, поэтому ее установка считается не целесообразной.

d=54 мм

T_Т=504,3 Н*м

Параметры выбранной шпонки по ГОСТ 23360-78:

b=16 мм

h=10 мм

l=40 мм

6.2 Расчет сварного соединения

Последовательность операций сварки барабана может быть, например, такой. К ступицам барабана приваривают диски и ребра; закрепляют ступицы на валу; надевают завальцованный обод, стягивают его на дисках и заваривают продольные швы; сваривают обод с дисками и ребрами; устанавливают барабан на станок по центрам вала и обрабатывают наружную поверхность барабана.

Сварной барабан делают обычно ручной, электродуговой сваркой, электродами обыкновенного качества (Э - 42). Крутящий момент Т передается на обод барабана через диски, которые приварены валиковым швом к ступице (шов1) и к ободу (шов 2). Материал дисков и обода - Сталь Ст.3. Для этой стали предел текучести у_Т = 220 МПа.

Считаем, что весь крутящий момент передается на обод через один (левый) диск, причем шов 1 является более нагруженным чем шов 2, вследствии его меньшей длины, а значит и меньшей площади сечения шва.

Рассчитываем шов 1.

Принимаем размер катета шва по условию К ? д, причем минимальный размер силовых швов обычно ? 3 мм.

Допускаемые напряжения в шве для ручной сварки электродом Э - 42 рассчитываем по формуле:

[ ф_c ]? = [у]_P•г•ц= у_т •г•ц/ S=

где г=1 - коэффициент, учитывающий динамический характер нагрузки;

ц=0,6 - коэффициент, учитывающий вид напряжений в шве и способ сварки (см.[1]);

где S=1,35…1,6 - запас прочности шва, который принимается для данной сварки в пределах

Расчетные напряжения в шве:

ф_c ? = = ? 98 МПа.

где d - диаметр ступицы, мм.

6.3 Расчет болтового соединения

Резьбовое соединение разгрузочной втулки с корпусом

Соединение нагружено отрывающей силой, перпендикулярной плоскости стыка и проходящей через центр тяжести и моментом от силы, параллельной стыку, но не лежащей в его плоскости.



Болты установлены с зазором

Так как влияние на соединение силы, параллельной стыку, но не лежащей в его плоскости составляет менее 1% от всех сил, действующих на стык, то далее для простоты расчетов, эту силу учитывать не будем.

Обозначение:

«»

Расчет болтов крепления опор подшипников к металлоконструкции

Является стандартным, поэтому расчет проводить не будем

Резьбовое соединение двух половин кожуха муфты

Является стандартным, поэтому расчет проводить не будем

8. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии обеспечивается надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач широко применяют картерную смазку. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Преимущественное применение имеют масла. Чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло.

Из [1, таб. 11.1] рекомендуемая кинематическая вязкость масла при контактных напряжениях 600…1000 МПа и окружной скорости до 2 м/с - 60 мм²/с. Из [1, таб. 11.2] выбрана марка масла И-Г-А-68 ГОСТ 20799-75.

И - индустриальное

Г - для гидравлических систем

А - без присадок

68 - класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием.

Подшипники на разгрузочной втулке и приводном валу не входят в общую систему смазывания, поэтому их смазывание осуществляется закладкой ПСМ «Литол 24» ГОСТ 21150-80.

Плоскость разъема корпуса редуктора при окончательной сборке покрывается герметиком УТ-34 ГОСТ 24285-80.

Резьбовые соединения покрываются герметиком «Анакрол - 204» ТУ2242-005-50686066-2003.

9. Расчет ременной передачи

Расчет ременной передачи с клиновыми ремнями выполнен на ЭВМ (Приложение 3). По его итогам было получено 7 вариантов исполнение ременной передачи.

Выбор передачи осуществлен посредством оптимизации параметров.

Особенностью данной передачи является посадка ведомого колеса на разгрузочную втулку, что дало дополнительные ограничения на параметры шкивов. Размерами двигателя и редуктора ограничены диаметры ведомого и ведущего шкивов - 230 мм и 210 мм соответственно, межосевое расстояние - 190 мм. Предпочтение отдается варианту с наименьшим числом ремней и меньшей относительной стоимостью.

Обод ведомого шкива расположен на собственных шариковых радиальных подшипниках закрытого типа с двумя уплотнениями, установленных на специальной крышке-стакане - разгрузочной втулке. Это сделано для уменьшения величины изгибающего момента на консольном участке вала, который может привести к нежелательным деформациям. При такой конструкции сила натяжения ремне не передается на вал.

Выбранный вариант 7 характеризуется следующими параметрами. Межосевое расстояние варьируется от 182 до 218 мм, величина его выставляется посредством откидного шарнирного болта, фиксирующего качающуюся плиту двигателя. Также натяжное устройство компенсирует вытяжение ремней в процессе их экспуатации и упрощает надевание новых. При серийном производстве оправдано изготовлять качающуюся плиту литой из серого чугуна. Для увеличения жесткости сделаны ребра. Ширина венца - 35 мм. Число ремней - 2, длина - 900 мм, сечение SPА.

10. Подбор муфты

Вращающий момент, нагружающий муфту:

- коэффициент режима работы (при спокойной работе [1, стр.334];

-номинальный длительно действующий момент.

Полумуфты устанавливаются на конические концы валов. Для передачи вращающего момента используется шпоночное соединение. Затяжкой полумуфт на конические концы можно создать значительный натяг в соединении и обеспечить точное радиальное и угловое положение полумуфты относительно вала. Посадку выполняют с обязательным приложение осевой силы - с помощью двух болтов через торцевую шайбу, которые затем стопорятся планкой.

Вследствие погрешностей изготовления деталей и погрешностей сборки валы, соединяемые муфтой, имеют смещения: радиальное, угловое и осевое.

По [2] определяем стандартную компенсирующую жесткую муфту - цепную двухрядную ГОСТ 20742-93. В ней в качестве соединительного элемента используется двухрядная цепь. Достоинство муфты в том, что при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Недостаток - зазоры в шарнирах цепи и в сопряжении ее со звездочками.

Для удержания смазочного материала муфту закрывают литым кожухом из легких сплавов, разъемным в осевой плоскости. При сборке между плоскостями разъема ставится уплотняющая прокладка. Так как вследствие отклонений от соосности валов звездочки-полумуфты имеют радиальные и угловые смещения, кожух надевается на ступицы звездочек с некоторым зазором. Чтобы кожух вращался вместе со звездочками, он фиксируется на ступице установочным винтом, который также удерживает его от смещения в осевом направлении.

Допускают перекос валов до 1? и радиальные смещения ?=0,4 мм. Для достижения требуемой соосности валов должны быть применены компенсирующие прокладки.

11. Порядок сборки привода

1. Монтировать полумуфты на тихоходный вал редуктора и приводной вал

2. Монтировать редуктор на раму

3. Монтировать натяжное устройство на редуктор

4. Монтировать электродвигатель на натяжное устройство

5. Установить ремень на шкивы

6. Монтировать приводной вал на раму

7. Надеть цепь на полумуфты, затем заложить смазку и надеть кожух.

8. При окончательной сборке произвести выверку положения всех узлов.

(При необходимости использовать подкладки)

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд.,стер. - М.: Издательский центр «Академия», 2007.-496 с.

2. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб. пособие /Б.А. Байков, А.В. Клыпин, И.К. Ганулич и др.; под ред. О.А. Ряховского. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. - 400с.

3. Варламова Л. П., Тибанов В. П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» курса «Основы конструирования деталей и узлов машин»/Под ред. Л.П. Варламовой - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2008.-88 с.

Размещено на Allbest.ru