Проектирование привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

3. Расчет клиноременной передачи

4. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

5. Расчет валов проверочный

6. Расчет шпоночного соединения

7. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

8. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

9. Выбор муфты

10. Расчет элементов корпуса

11. Выбор смазки редуктора

12. Допуски и посадки, посадки основных деталей редуктора

Заключение

Литература



Введение

Редуктором называется механизм, состоящих из зубчатых или червячных передач, выполненными в виде отдельного агрегата и служащего для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение скорости, и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Механизмы для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатый, червячный, зубчато-червячный), число ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т.д.), тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.), относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенности кинематической схемы (развернутая, с развернутой ступенью и т. д.)

Максимальное передаточное число одноступенчатого редуктора

Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением U. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальному, применяют редко, ограничиваясь U<=6. Как горизонтальные и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Конические редукторы применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются. Межосевой угол обычно равен . Передаточное число одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех, в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях в качестве верхнего предела передаточное число можно принять равным 5.

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8-80.

Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В дано приводе используются роликовые конические подшипники, которые воспринимают осевую нагрузку в конических и косозубых цилиндрических передачах.

Муфты - устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов.

Кинематическая схема

1. электродвигатель

2. клиноременная передача

3. редуктор

4. рабочий орган

5. соединительная муфта



Табл.1

Исходные данные	Обозначение	Размерность	Величина
Мощность на ведомом валу	Р3	кВт	23
Частота вращения ведомого вала	n3	об/мин	40
Коэф. годового использования	Кгод	-	0,45
Коэф. суточного использования	Ксут	-	0,5
Синхронная частота вращения двигателя	nдв.синхр.	об/мин	1000
Срок службы	T	лет	4



1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода (табл. 1)[1]

з=з_р*з_чп*з_м=0.95 0.825 0.985 = 0.772

где з_р= 0,95 - коэффициент полезного действия ременной передачи

з_чп= 0.825 - коэффициент полезного действия червячной передачи

з_м= 0.985 - коэффициент полезного действия муфты

Требуемая мощность электродвигателя, кВт.

P_{дв.расч.} =

Согласно расчетам принимаем электродвигатель марки 4А200 6у3 (табл. 2)[1] с мощностью 30 кВт, частотой вращения з_дв.ас. =975 об / мин и диметром вала d_в=60 мм.

Общее передаточное число привода

U_об=n_дв.ас/n₃=975/40=24.38

n₃-частота вращения ведомого вала, об/мин

Принимаем передаточное число U_ред=10

U_от=U_об/U_ред=24,38/10=2,44

U_от -передаточное число открытой (ременной) передачи

Частоты вращения валов

=n_дв.с=975 об/мин,

=n₁/u_от=975/2.44=400 об/мин,

=n₂/u_ред=400/10=40 об/мин.

Угловые скорости валов

щ₁=р*n₁/30=3.14*975/30=102 рад/с,

щ₂= щ₁/u₁=102/2.44=41.8 рад/с,

щ₃= щ₂/u₂=41.8/10=4.18 рад/с.

Мощности на валах

P₁=P_{дв.расч.}=29,8 кВт,

P₂=P₁*з₁=29.8*0.95=28.3 кВт,

P₃=P₂*з₂=28.3*0.825=23 кВт.

Крутящие моменты на валах

T₁=9550*P₁/n₁=9550*29.8/975=292 Н*м,

T₂=T₁*u₁*з₁=292*2.44*0.95=677 Н*м,

T₃=T₂*u₂*з₂=677*10*0,825=5590 Н*м.

Табл. 2. Таблица расчетов

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Угловая скор. рад/с	Крут. мом. Н*м	Мощность кВт	Передат. число	КПД
1	975	10,2	292	29,8	2,44 10	0,95 0,825
2	400	41,8	677	28,3
3	40	4,18	5590	23



2. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

Выбор материалов червяка и червячного колеса.

Материал червяка.

Для червяка выберем Сталь 40Х с поверхностной закалкой до твердости HRC=47.5,диаметр заготовки 125 мм. (Табл. 4)

Материал колеса

Для определения материала колеса рассчитаем скорость скольжения v_s

v_s=0.45*10^-3*n₁*=0.45*10^-3*400*177=3.19 м/с

Выбираем ЛЦ23А6Ж3Мц2,предел прочности у_В=500 МПа, предел текучести у_ф=330 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Выбранная сталь относится к материалам II группы.(табл. 5)[2]

Допускаемое контактное напряжение:

[у]_н=300-25*v_s=300-25*3.19=220 МПа

L_h=365*К_сут*24*К_сут*Т=365*0,45*24*0,5*4=7880 часов

N=60*n₂*L_h=60*40*7880=18910000

K_FL===0,72,

где K_FL- коэффициент долговечности

Допускаемое напряжение изгиба:

[у]_F=(0,08*у_пр+0.25*у_ф)* K_FL=(0,08*500+0.25*330)* 0.72=88,2 МПа

Проектирование закрытой передачи [2]

Выбираем число витков червяка z₁=4

Определяем число зубьев червячного колеса:

z₂=u*z₁=10*40=40

Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка q

q=(0.212…0.250)*z₂=(0.212…0.250)*40=8.48,

по ГОСТ 19672-74 принимаем q=10

Определяем межосевое расстояние:

a_щ=(+1)*=(+1)*=307 мм

Находим осевой модуль зацепления m:

m=2*a_щ/(q+z₂)=2*307/(10+40)=12.3 мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=12.5 мм

Фактическое межосевое расстояние a_щ:

a_щ=m*(q+z₂)/2=12.5*(10+40)/2=312.5 мм

по ГОСТ 2144-76 принимаем a_щ=315 мм

Определяем коэффициент смещения Х:

Х=a_щ/m-0.5*(q+z₂)=315/12.5-0.5*(10+40)=0.2

Основные геометрические параметры

Делительный диаметр червяка

d₁=q*m=10*12.5=125 мм

Диаметр вершин витков червяка

d_a1=d₁+2*m=125+2*12.5=150 мм

Диаметр впадин витков червяка

d_f1=d₁-2.4*m=125-2.4*12.5=95 мм

Делительный диаметр червячного колеса

d₂=m*z₂=12.5*40=500 мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

d_a2=d₂+m*(2+2*X)=500+12.5*(2+2*0.2)=530 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

d_f2=d₂-m*(2.4-2*X)=500-12.5*(2.4-2*0.2)=470мм

Наибольший диаметр червячного колеса

d_am2? d_a2+

d_am2? 530+=542.5



Длина нарезной части при z₁=4

b₁=m*(12.5+0.09*z₂)=12.5*(12.5+0.09*40)=201 мм

Ширина венца червячного колеса

b₂?0,67d_a1?0.67*150?100.5 мм

Уточняем межосевое расстояние

a_щ=0.5*(d₁+d₂+2*X*m)=0.5*(125+500+2*0.2*12.5)=315 мм

Условный угол обхвата червяка колесом

д=arcsin*=arcsin*=44.4^o

Угол подъема червяка

г=arctg*==21^o

Уточняем скорость скольжения

V_s===2.8 м/с =>не выходит из 2 группы материала

Проверочный расчет закрытой передачи

КПД



?===0,88

T₃=T₂*4*?=6776*10*0,88=5960 Нм.

Определяем силы в зацеплении.

F_t1=F_a2===10832H,

где F_t1 - окружная сила на червяке, F_a2 - осевая сила на колесе.

F_t2=F_a1===23840H,

где F_t2 - окружная сила на колесе, F_a1 - осевая сила на червяке.

F_r1=F_r2= F_t2*tgб_щ=23840*0,363=8650H,

где F_r- радиальная сила.

Контактная прочность зубьев

?

=202,5 МПа

Изгибная прочность зубьев

у_F=0.7*Y_F*q_Ft/m_n=0.7*1.45*261/11.6=22.8 МПа

Коэффициент формы зуба

z_н2===49.4 => Y_F=1.45

q_Ft===261

m_n=m*cosг=12.5*0.93=11.6мм

Тепловой расчет

t_M=t_B+(1-з)*= 20+(1-0.88)*=40^оС ?[t_M]

[t_M]=70…80 ^oC

A=A+A_p=1.985+0.15=2.134 м²

K_T=80 =>водяное охлаждение,

где K_T - коэффициент теплоотдачи, А-площадь корпуса редуктора, с которой производится теплоотвод, t_B - температура в помещении.

Определяем прогиб червяка

f===0.0000031 мм? [f]

[f]=(0.01…0.005)*m=(0.125…0.0625)мм

L=d_am2=542.5 мм

I_пр===5430000мм²

где I_пр- приведенный момент инерции, L - расстояние между опорами вала-червяка, E - модуль упругости материала червяка, [f] - допускаемый прогиб.

Прогиб червяка не превышает допускаемый прогиб.



3. Расчет клиноременной передачи

Из таблицы 2.12 по заданной мощности P1=29,8 кВт выбираем типы ремня «В», «Г»

Размеры клиновых ремней по ГОСТ 12841-89:

Тип ремня	b0,мм	bр, мм	h, мм	А, мм2
В	22	19	13.5	230
Г	32	27	19	475

Оба типа ремня проектируемой передачи удовлетворяют критериям работоспособности; Окончательно принимаем передачу с типом ремня «В», т.к. при близких силовых параметрах передачи (Ft,Q)она имеет значительно меньшие габариты (D2,D1,a,Lp).

Рассчитываем ширину шкива по выражению:

B=(z-1)*e+2*f=(5-1)*25.5+2*17=136 мм,

где e и f- параметры канавки (табл. 2.18)[5]

Табл. 3

Последовательность расчета	Тип В	Тип Г
Подбираем диаметр меньшего шкива D1(табл.2.14),учитывая что большие диаметры обеспечивают большую долговечность ремня	D1=280 мм	D1=450мм
Скорость ремня V и сопоставляем её с оптимальной для принятого типа ремня: V=р*D1*n1/60*1000=щ1*D1/2*1000	V=102*280/2*1000=14.28 м/с<30 м/с	V=102*450/2*1000=23 м/с < 30 м/с
Диаметр ведомого шкива D2 D2=u*(1-е)D1,где е=0,01…0,02	D2=2,44*(1-0,01)*280=676 мм	D2=2,44*(1-0,01)*450=1087 мм
Округляем найденные значения D2 (табл. 2.14)	D2=710 мм	D2=1100 мм
Уточняем передаточное отношение u: u=D2/D1*(1-е)	u=710/280*(1-0,01)=2,56	u=1100/450*(1-0,01)=2,47
Расхождение с заданным передаточным отношением составляет ?u=(uф-u/u)*100%, что находится в пределах допустимой нормы	?u=((2,56-2,44)/2,44)*100%=4,9%	?u=((2,47-2,44)/2,44)*100%=1,23%
Ориентировочно принимаем межосевое расстояние в зависимости от компоновки машины:2*(D1+D2)?a?0,55*(D1+D2)+h	1980?a?1003,5 a=1400 мм	3100?a?1569 a=2300 мм
Длина ремня Lр=2*a+0.5*р*(D1+D2)+(D2-D1)2/4*a	Lр=2*1400+0.5*3.14*(280+710)+(710-280)2/4*1400=4390 мм	Lр=2*2300+0.5*3.14*(450+1100)+(1100-450)2/4*2300=7080 мм
Принимаем Lр согласно ГОСТ 12841-80	Lр=4500 мм	Lр=7000 мм
Оцениваем долговечность передачи по числу пробегов ремня v=V/Lр?[v] Допускается [v]?10 c-1	v=14.28*1000/4500=3.17 c-1	v=23*1000/7000=3.29 c-1
Уточняем межосевое расстояние a=2Lp-р(D2+D1)+v[ 2Lp-р*(D2+D1)]2-8*(D2-D1)2/8	a=2*4500-3,14(710+280)+v[ 2*4500-3,14*(710+280)]2-8*(710-280)2/8=1456 мм	a=2*7000-3,14(1100+450)+v[ 2*7000-3,14*(1100+450)]2-8*(1100-450)2/8=2260 мм
Угол обхвата ремнём меньшего шкива: б1=(180о-(D2-D1)/a)*57o, [б]>120o	б1=(180о-(710-280)/1456)*57o=163.2o	б1=(180о-(1100-450)/2260)*57o=163.6o
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи Рр=Ро*Сб*Сz*CL/Cp где Сб-коэффициент угла обхвата (табл. 2.15) CL-коэффициент длины ремня (табл. 2.16) Cp-коэффициент режима работы передачи (табл. 2.8) Сz- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням (табл. 2.17)	Сб=0.96 CL=1.04 Ро=7.07кВт Cp=0.95 Сz=0.9 Рр=7.07*0.96*0.9*1.04/0.95=6.69	Сб=0.96 CL=1.15 Ро=14.56 кВт Cp=0.95 Сz=0.9 Рр=14.56*0.96*0.9*1.15/0.95=15.2
Находим число ремней z из расчета по тяговой способности z=P1/Pp	z=29.8/6.69=4.5	z=29.8/23=1.3
Принимаем число ремней	z=5	z=2
Определяем окружную силу ременной передачи Ft=2*T1/D1=P1/V	Ft=29.8/14.28=2.08 кН	Ft=29.8/23=1,3 кН
Находим силу давления на валы и опоры Q=2*F0*sin(б1/2), гдеF0 - сила предварительного натяжения ремней, F0=у0*A*z Рекомендуют принимать у0=1,2…1,5МПа	Q=2*1495*sin(163.2/2)=2960 Н F0=1.3*230*5=1495 Н	Q=2*1235*sin(163.6/2)=2440 Н F0=1.3*475*2=1235Н

4. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

1 вал редуктора2 вал редуктора

Сталь 40Х, [ф]=25 МПа.

d_k2===103,8 мм

[ф]=25 МПа Диаметр заготовки

d=200 мм, твердость НВ=240, Принимаем по ГОСТ 6636-69 d_k2=105 мм

у_В=800 МПа,у_Т=650 МПа, d_y2=d_k2+5=105+5=110 мм

ф_Т=390 МПа,у_-1=360 МПа, d_n2=d_y2+5=110+5=115 мм

ф_-1=210 МПа,Ш_у=0,1,Ш_ф=0,05 d_зк=d_n2+5=115+5=120 мм

d_k1===51.3 мм d_д2= d_зк+5=120+5=125 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69

d_k1=52 мм==1.252> 0.35

d_y1=d_k1+3=52+3=55 мм

d_n1= d_y1+5=55+5=60 мм

d_ч=125 мм, d_a1=150 мм

==2.756> 0.35

Выбираем подшипники

Учитывая значительные осевые нагрузки, действующие на валы, принимаем подшипники радиально-упорные



№ Вала	Обозначение подшипника	D, мм	D, мм	B, мм	C, кН	Со, кН
1	36312	60	130	31	81,9	48
2	46320	115	215	47	167	83

Определяем длину ступицы колеса

L_ст=(1,2ч1,8)*d_зк=(1.2ч1.8)*120=180ч249 мм, принимаем L_ст=180 мм

Определяем диаметр ступицы колеса

d_ст=(1,2ч1,8)*d_k2=(1,2ч1,8)*105=126ч189 мм, принимаем d_ст=168 мм

5. Расчет валов проверочный

1 Вал

F_t1=10832 Н

F_r=8650 H

F_a1=23840 H

d₁=0.125 м

T₁=677 Hм

Q=2960 H

Ось y:

Крутящий момент

M===1490 Нм

Реакция опоры в точке «А»

?М_В=-М+F_r*0.265+R_A*0.53-Q*0.62=0Нм



-R_A===-1948.96=> R_A=1948.96H

Реакция опоры в точке «B»

?М_A=-M+F_r*0.265+R_B*0.53-Q*0.09=0 Нм

R_B===7638.96H

Сумма сил

?F=Q-R_A-F_r+R_B=2960-1948.96-8650+7638.96=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

M₁=Q*z₁=(z₁=0)=2960*0=0 Нм

(z₁=0.09)=2960*0.09=266.4 Нм

M₂=Q(0.09+z₂)-R_A*z₂=(z₂=0)=2960*0.09=266.4 Нм

(z₂=0,265)=1050,8-516,47=534,33 Нм

M₃=Q(0.09+0.265+z₃)-R_A(0.265+z₃)-F_r*z₃+M=

(z₃=0)=1058.8-516.47+1490=2024.33 Нм

(z₃=0,256)=1835,2-1032,95-2292,25+1490=0 Нм

Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

?М_А=-F_t*0.265+R_B*0.53=0 Нм

R_B=R_A===5416 H

Сумма сил

?F=R_A+R_B-F_t=5416+5416-10832=0 Н

Эпюры моментов M_y

M₁=R_A*z₁=(z₁=0)=5416*0=0 Нм

(z₁=0.265)=5416*0.265=1435.24 Нм

M₂=R_A(0.265+z₂)-F_t*z₂=(z₂=0)=5416*0.265=1435.24 Нм

(z₂=0.265)=2870,48-2870,48=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

M_1изг===266.4 Нм,

M_2изг===1531.48 Нм,

M_3изг===2481,5 Нм.

Момент эквивалентный

M_экв===2572,2Нм.

Уточняем диаметр впадин витков червяка

d_ч===80,13мм<d_f1=95 мм.

=(50…60 МПа)

Прочность достаточна, размеры не меняем.



2 Вал

F_t2=23840 Н

F_r=8650 H

F_a2=10832 H

d₂=0.5 м

T₂=5590Hм

Ось y:

Крутящий момент

M===2708Нм

Реакция опоры в точке «А»

?М_В=-М-F_r*0.127+R_A*0.254=0 Нм

R_A===14986.4H

Реакция опоры в точке «B»

?М_A=-M+F_r*0.127+R_B*0.254=0 Нм

R_B===6336.4H

Сумма сил

?F=-R_A+F_r+R_B=-14986.4+6336.4+8650=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

M₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-14986.4*0=0Нм

(z₁=0,127)=-14986*0.127=-1903.3 Нм

M₂=-R_A(0.127+z₂)+F_r*z₂+M=(z₂=0)=-14986.4*0.127+6336.4*0+2708= 804.7 Нм

(z₂=0.127)=-3806.55+2708+1098.55=0 Нм



Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

?М_А=F_t*0.127-R_B*0.254=0 Нм

R_B=R_A===11920H

Сумма сил

?F=R_A+R_B-F_t=11920+11920-23840=0 Н

Эпюры моментов M_y

M₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-11920*0=0 Нм

(z₁=0.127)= -11920*0.127=-1513.84Нм

M₂=-R_A(0.127+z₂)+F_t*z₂=(z₂=0)=-11920*0.127+23840*0=-1513.84Нм

(z₂=0.127)=-3027.68+3027.68=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

M_1изг===0Нм,

M_2изг===2432.7 Нм,

M_3изг===1714.4 Нм.

Момент эквивалентный

M_экв===6096.4Нм.



Уточняем диаметр вала червячного колеса

d_ч===100 мм>d=90мм.

=(50…60 МПа)

Уменьшаем диаметр вала червячного колеса

d_n=95 мм

d_зк=100 мм

Выбираем новый подшипник для вала червячного колеса

Обозначение	d	D	B	C	Co
36219	100	170	32	134000	95000

6. Расчет шпоночного соединения

1 вал

Шпонка под шкив

В=136 мм,

d_k1=52 мм,

Т₁=677 Нм.

Длина шпонки

L=B-10=136-10= 126 мм,

по ГОСТ 23360-78 принимаем L=125 мм.

Определяем размеры шпонки

b=16 мм,

h=10 мм,

t₁=6 мм.

Рабочая длина шпонки

L_P=L-b=125-16=109 мм

Определяем напряжение смятия



у_см===59.7 МПа ? [у]

[у]=100 МПа.

2 вал

Шпонка под червячное колесо

T₂=5590 Нм,

L_СТ=1.8*d=1,8*100=180 мм,

d_чк=100 мм.

Длина шпонки

L=L_CT-10=180-10=170 мм.

По ГОСТ 23360-78 принимаем L=180 мм.

Определяем размеры шпонки

b=28 мм,

h=16 мм,

t₁=10 мм.

Рабочая длина шпонки

L_P=L-b=180-28=152мм

Определяем напряжение смятия

у_см===122,6 МПа ? [у]

[у]=140МПа.

Расчет шпонки под муфту

T₂=5590 Нм,

d_k2=85 мм.

Длина муфты

L_м?2*d_k2=2*85=170 мм.

По ГОСТ 21424_93принимаем L_м=180 мм.

Размеры шпонки

b=45 мм,

h=25мм,

t₁=15мм.

Рабочая длина шпонки

L_P=L_м-b=180-45=135мм

Определяем напряжение смятия

у_см===97,4 МПа ? [у]

[у]=110МПа.

7. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

привод вал подшипник редуктор

1 вал

Находим радиальные нагрузки

R_A===5756 H,

R_B===9364.12 H.



Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.5

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.

e=0.54, Y=1.005

Осевые составляющие R_S

R_SA=e*R_A=0.54*5756=3108.2 Н,

R_SB=e*R_B=0.54*9364.12=5056.6 H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 2(табл. 3)

R_SA<R_SB; F_a?R_SB-R_SA

F_aпA=R_SA=3108.2H,

F_aпB=F_aпA+F_a=3108.2+23840=26948.2 Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.54 =>X=1,Y=0,

==2.88 =>X=0.45,Y=1.005

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

P_ЭА=(XVR+YF_ап)K_у*K_ф=(1*1*5756+0)*1*1=5756 H,

P_ЭB=(XVR+YF_ап)K_у*K_ф=(0.45*1*9364.12+1.005*23840)*1*1=28173 H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

C_PA= P_ЭА*= 5756*=33039.5H

C_PB= P_ЭB*= 28173*=161713.2H

т.к. в опоре «В» C_PB>C в 2 раза, то устанавливаем второй подшипник.

2 вал

Находим радиальные нагрузки

R_A===19148,85H,

R_B===13500H.

Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.11

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.

e=0.45, Y=1.22

Осевые составляющие R_S

R_SA=e*R_A=0.45*19148,85=8617Н,

R_SB=e*R_B=0.45*13500=6075H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 1(табл. 3)



R_SA>R_SB; F_a?0

F_aпA=R_SA=8617H,

F_aпB=F_aпA+F_a=8617+10832=19449Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.45 =>X=1,Y=0,

==1.44 =>X=0.45,Y=1.22

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

P_ЭА=(XVR+YF_ап)K_у*K_ф=(1*1*19148.85+0)*1*1=19148.5H,

P_ЭB=(XVR+YF_ап)K_у*K_ф=(0.45*1*13500+1.22*10832)*1*1=19290H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

C_PA= P_ЭА*= 19148.85*=50936H,

C_PB= P_ЭB*= 19290*=51311.4H

расчетные динамические нагрузки на подшипники C_PA и C_PB не превышают допускаемыхC=134 кН, подшипники не меняем.

8. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Опасное сечение-под колесом

Условие прочности



n=?[n], [n]=1.5ч3

где [n]-рекомендуемый коэффициент запаса прочности,n_уи n_ф-коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям.

n_у=,МПа

n_ф=,МПа

где у_-1 и ф_-1-пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении,е_у и е_ф-коэффициенты,учитывающие влияние поперечных размеров вала,у_aи ф_a-амплитудные значения нормальных и касательных напряжений, соответственно(МПа), в-коэффициент поверхностного упрочнения,K_фи К_у-эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

В=1,т.к. неупрочненный вал.

Находим момент сопротивления при изгибе

W_X= - = - =86785 мм³

у_m=0

у_a===28 МПа

а)Концентратор напряжений - шпоночная канавка

Выбираем K_фи К_у (табл. 4)

K_у=2,

К_ф=1,9.

Выбираем е_у и е_ф (табл. 6)

е_у =0,62, е_ф=0,7.

==3.23

б) Концентратор напряжений - посадка

Выбираем посадку (табл. 5)

S6,=3,96.

Определяем n_у

n_у===3,25.

Полярный момент сопротивления

W_с= - = - =184910мм³

Определяем ф_aи ф_m

ф_a=ф_m===15.1 МПа.

а)Концентратор напряжений - шпоночная канавка

==2,7

б)Концентратор напряжений - посадка

Выбираем посадку (табл. 5)

S6,=2,78.

Вычисляем n_ф



n_ф===4.9.

Определяем n

n===2.7?[n]

Условие прочности соблюдается, материал не меняем.

9. Выбор муфты

T₃=5590 Hм,

Т_расч=T*K_p=5590*1.5=8385 Нм

где K_P - коэффициент безопасности.

Принимаю муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93

d=100 мм,

L_Ц=170 мм.

(третье исполнение)

10. Расчет элементов корпуса

1)Толщина стенки корпуса

д=1,2*=1.2*=10.4 мм.

2)Толщина стенки крышки редуктора

д₁=(0,8…0,9)*д=0,85*10,4=8,84?9 мм.



3)Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

S?1.5*д=10.4*1.5=15.6 мм.

4)Толщина пояса крышки редуктора

S₁=1.5*д₁=9*1.5=13.5 мм.

5)Толщина нижнего пояса корпуса

t=(2…2.5)*д=2.25*10,4=23.4 мм.

6)Толщина ребер жесткости

д_р=(0,9…1)*д=1*10,4=10,4 мм.

7)Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой около подшипников

d_к.п=1,25*=1.25*17.7=22.1 мм, принимаем M=22 мм.

8)Диаметр фундаментальных болтов

d_ф=125*d_к.п=1,25*22=27,5 мм.

9)Диаметр фундаментальных боковых болтов

d_к=0,75*d_ф=0,75*28=21 мм.

10)Ширина нижнего пояса корпуса

К₁=2,1*d_ф=2,1*28=58,8?60 мм.

11)Ширина верхнего пояса корпуса

К₂=(2,5…3)*d_к.п=2,75*22=60,5?61 мм,

К₃=К₂-(2…8)=61-2=59 мм.

12)Диаметр болтов крепящих крышки подшипников

D=170 мм,

Толщина крышки = 8 мм,

диаметр болта = 12 мм,

количество болтов (z)=6.

13)Диаметр отжимных болтов

d_отж=16 мм.

14)Диаметр болтов крепления крышки смотрового отверстия

d=10 мм.

15)Диаметр резьбы пробки (для слива масла)

d=16 мм.

16)Диаметр штифтов

d_шт=(0,7*0,8)*d_K=0.75*21=15.75?16 мм.

17)Расстояние от оси болта до стенки корпуса

Конструктивно.

11. Выбор смазки редуктора

Смазывание зубчатых колес осуществляется погружением в масляную ванну, т.к. V_S=3.19 м/с

Смазывание подшипников валов тем же маслом, что и зубчатые колеса, т.к. V_S=3.19 м/с.

Из таблицы 12.13.1 берем:

Материал колес - сталь,

у_T=1000 МПа.

Вязкость (при V_S=3.19 м/с)=16 Па*с, т.к. контактное напряжение у_Н=220 МПа, выбираем сорт смазочного масла по ГОСТ 17479.4-87 - И-Т-Д-220

Определяем количество масла

(0,4…0,8)*Р₃=0,6*23=13,8 Л.

12. Допуски и посадки, посадки основных деталей редуктора

По СТ СЭВ 114-75

- посадка для червячного колеса.

- посадка под шкив.

- посадка подшипников качения.

- посадка муфты.

-посадка шпонки в пазу вала.

- посадка уплотнения.



Заключение

При выполнении курсового проекта были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Мной было выполнено:

1)На основании произведенных расчетов был выбран электродвигатель

2)Был выбран материал для изготовления зубчатых колес

3)Определено допускаемое напряжение и напряжение на изгибе на червячной передаче.

4)Затем я произвел проектировочный расчет механических передач, нашел межосевые расстояния и определил число зубьев.

5)Произвел ориентировочный расчет валов.

6)Разработал эскизную компоновку

7)Подобрал подшипники качения и проверил их динамическую грузоподъемность.

8)Так же произвел расчет валов на статическую прочность и по построенным эпюрам определил опасные сечения на валах редуктора.

9)Рассчитал и выбрал шпоночные соединения

10)произвел уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность.

11)По расчетам определил конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора.

12)Была определена марка масла для зубчатых колес и подшипников. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца



Литература

1) Кинематический расчет привода. Выбор материала передач: Метод. Указания к курсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин для студентов всех специальностей/ Сост. А.П. Игошин, Т.А. Свизева, Е.М. Шипко; КГАЦМиЗ Красноярск, 2002 - 16 с.

2) Конструктивные размеры редукторов: : Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей/ Сост. С.К. Какурина, С.Х. Туман, Н.А. Какурина ; КГАЦМиЗ Красноярск, 2001-20 с.

3) Расчет валов. Эскизная компоновка редуктора: Метод. указания к выполнению курсовых проектов, контрольных и расчетно-графических работ для студентов всех специальностей/ Сост. С.Х. Туман, А.П. Игошин, В.И. Лысых; Гос. образоват. Учреждение «ГАЦМиЗ».- Красноярск, 2003-36 с.

4) Проектирование опор валов на подшипниках качения : Метод. указания для выполнения курсовых проектов, контрольных и расчетно-графических работ для студентов всех специальностей/ Сост. А.П. Игошин, В.Я. Дьяконова; ГОУ ВПО «Гос. ун-т цвет. Металлов и золота». Красноярск, 2005-24 с.

5) Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд-е 2-е, перераб. И дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 199. - 454 с.: ил., черт.- Б.ц.

6) http://www.dpva.info/Guide/GuideEquipment/Connections/KeysKeyways/ RectangularKeys/

Размещено на Allbest.ru