Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.

Рубрика Транспорт
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 23.10.2011
Размер файла 155,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте. Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи инженера-конструктора. В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики. Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты. Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.

Дано:

1. Окружная сила на барабане

привода ленточного конвейера: Fраб = 7.5 кН

2. Скорость движения ленты: Vраб = 0,5 м/с

3. Диаметр барабана: D б = 300 мм

4. Длина барабана: В б = 500 мм

Срок службы 5 лет

Кг = 0,7

Кс = 0,5

График загрузки

1. Потребляемая мощность привода.

Рвых = Fраб Vраб = 7,5 кН 0,5 м/с =3,75 кВт

2. Общий КПД привода: о =рем ред в= 0,95 0,962 0.99=0,86

Принимаем рем = 0,95; ред=0,96; в=0.99

3. Потребная мощность электродвигателя:

Принимаем Рэ.потр. = 4 кВт

4. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]):

двигатель 4А112МВ6У3

Р = 4 кВт;

nс = 1000 об/мин;

S = 5,1%

5. Определение частоты вращения барабана транспортера:

6. Определение и разбивка общего передаточного отношения:

И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458 Ирем. = 2 Иред. = И / Ирем = 30,458 / 2 = 15,23; Ит=3,15; Иб=5,6

7. Определение частоты вращения валов привода:

n1 = 970 об/мин

8. Определение крутящих моментов:

9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:

10. Время работы: t = L 365 Кг 24 Кс = 5 365 0,7 24 0,5 = 15330 ч.

11. Расчет клиноременной передачи:

По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7 [1].

W

T0

площадь сечения А

L

масса 1 м

длины

А

11

13

8

81 мм2

560…4000

0,10 кг

Ртр = 4 кВт n1 = 970 об/мин

n2 = 485 об/мин Т1 = 40 Н м

Т2 = 79 Н м

1) Вращающий момент:

2) Диаметр меньшего шкива:

Примем d1 = 125 мм. ( по ГОСТ 17383-73)

3) Диаметр большего шкива:

d2 = d1 Ирем (1-) = 125 2 (1-0,01)= 247.5 мм

Примем d2 = 250 мм. (по ГОСТ 17383-73)

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а min = 0,55 (d1 + d2) + Т0 = 0,55 (125 + 250) + 8 = 214,25 мм

а max = d1 + d2 = 125 + 250 = 375 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: Lр = 1400 мм.

7) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 3,14 (125 + 250) = 588,75 мм

у = (d2 - d1)2 = (250 -125)2 = 15625 мм2

Принимаем а = 400 мм.

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

Сz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С - коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

,

где - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра. d1=250 мм, d2= d1Ирем(1-)=495, по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.

Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:

,

т.е. составляет Н= 282 64=18048

4) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а min = 0,55 (d1 + d2) + Т0 = 0,55 (250 + 500) + 8 = 420,5 мм

а max = d1 + d2 = 250 + 500 = 750 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: Lр = 2500 мм 7) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 3,14 (250 + 500) = 1177,5 мм

у = (d2 - d1)2 = (500 -250)2 = 62500 мм2

Принимаем а = 650 мм

8) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

Сz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90

С - коэффициент угла обхвата = 0,95

10) Натяжение одной ветви ремня:

,

где - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Приняли 4 ремня.

Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80 , Шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V 30 м/с (V = 9м/c). Dнаруж. = dp + 2 h0 Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.

Параметры шкивов (стр.286, [3]):

dp = 250

dp = 500 lp = 11,0

lp = 11,0 h0 = 3,3

h0 = 3,3 h = 8,7

h = 8,7 е = 15,0

е = 15,0 f = 10,0

f = 10,0 = 38

= 38 r = 1 мм

r = 1 мм

Ширина шкива (стр. 287, [3]):

Вш = (z - 1) e + 2 f = 3 15 + 2 10,0 = 65 мм

Толщина обода:

чуг. = (1,1…1,3) h = 9,57 11,31 10 мм

Толщина диска:

С = (1,2…1,3) = 9,6 10,4 = 10 мм

Диаметр ступицы:

dст. = (1,8…2) d, где d - диаметр вала.

dст.1 = 2 28 = 56 мм

dст.2 = 2 32 = 64 мм

Длина ступицы:

lст. = (1,5…2) * d,

lст.1 = (1,5…2) d = 42…112 мм

lст.1 = 110 мм lст.2 = (1,5…2) d = 96…128 мм

lст.1 = 110 мм

Число спиц для шкивов с D 350 мм

z = 4

Ширина спицы

,

где Т - передаваемый шкивом крутящий момент:

[]

Толщина спицы а = (0,4…0,5) h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм.

Для эллиптического сечения а1 = 0,8 а = 0,8 4 = 3,6 h1 = 0,8 h = 0,8 8,7 = 6,96

Меньший шкив

Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75

l = 90 L = 50 Вш = 65 мм

Dнаруж. = 256,6 мм

Большой шкив

Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75 l = 90 L = 50 Вш = 65 мм Dнаруж. = 566,6 мм

Расчет на контактную выносливость.

Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость рекомендуемые сочетания твердостей зубьев шестерня зубчатое колесо HB 320 HB 250 HRC 46 HB 290 HRC 62 HRC 45

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 518.1818237304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 818.9077758789062

Допускаемые контактные напряжения для колеса В МПА 590.9091186523438

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 634.4176025390625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 1385.371948242188

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 973.8224487304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 1061.637451171875

Тихоходная ступень редуктора

Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 250 мм модуль нормальный mn= 4 мм число зубьев шестерни z1= 29 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм ширина венца шестерни b1= 84.75 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mм угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h

Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 200 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 30 число зубьев колеса z2= 94 делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм ширина венца шестерни b1= 69 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mм угол наклона зубьев b3= .2172214984893799 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 9135.5029296875 h распорная сила в зацеплении fr= 3325.322998046875 h осевая сила в зацеплении fa= 2016.240112304688 h

Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 27 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 13111.583984375 h распорная сила в зацеплении fr= 4772.61669921875 h осевая сила в зацеплении fa= 2511.61962890625 h

Быстроходная ступень

Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 180 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 95 делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 2888.81396484375 h распорная сила в зацеплении fr= 1051.5283203125 h осевая сила в зацеплении fa= 586.598388671875 h

Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 3726.3134765625 h распорная сила в зацеплении fr= 1356.378051757812 h осевая сила в зацеплении fa= 713.8025512695312 h

Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 100 мм модуль нормальный mn= 2 мм число зубьев шестерни z1= 15 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 30.61224365234375 мм диаметр выступов шестерни da1= 35.08283233642578 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3877563476562 мм диаметр выступов колеса da2= 172.9171752929688 мм ширина венца шестерни b1= 37.5 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= .1176470592617989 окружная сила в зацеплении ft= 5207.6962890625 h распорная сила в зацеплении fr= 1895.601440429688 h осевая сила в зацеплении fa= 1057.46728515625 h

Диаметры валов (стр.43 [3])

а) тихоходный вал

Принимаем 68 мм

Принимаем 78мм

Принимаем 88 мм dв dn

б) промежуточный вал

Принимаем 55 мм

Принимаем 45 мм

Принимаем 63 мм

Принимаем 55 мм dк dn; dБП dк

в) быстроходный вал

Принимаем 30 мм

dп = 38 мм

Принимаем 42 мм.

Проектировочный расчет валов.

а) быстроходный вал

MxA = -Ft1 в + хB (в + с) = 0, хB = (Ft1 в) / (в + с) = (2794,69 215) / (215 + 77) = 2057,73Н

xA - Ft1 + xв = 0

хА = Ft1 - xв = 2794,69 - 2057,73 = 736,96 Н

МА = (Fa1 d) / 2 = (535,34 0,048) / 2 = 12,85 Нм

MyA = МА - Ft1 в + Ув (в + с) - SA = 0

где SA = 456 Н

yB = (Fr1 в - МА + SA) / (в + c)] = (1017,27 0,215 - 12,85 + 456) / 0,292 = 750,5 Н

УА - Fr1 + Ув + SA = 0

УА = Fr1 - Ув - SA = 1017,27 - 750,5 - 456 = -189,23 Н

I уч. 0 х1 а

MUx1 = 0

MUy1 - SА х1 = 0

MUx1 = S x1 = 456 0 = 0 456 0,247 = 112,63 Нм

II уч. 0 х2 в

MUx2 - xa x2 = 0

MUx2 = xa x2 = 736,96 0 = 0 736,96 0,215 = 158,39 Нм

MUy2 - yА x2 - SА (а + х2) = 0

MUy2 = -189,23 0 + 456 (0,247 + 0) = 112,63 Нм -189,23 * 0,215 + 456 * (0,247 + 0,215) = 169,98Н*м

III уч. 0 х3 c

- MUx3 + xB x3 = 0

MUx3 = 2057,73 0 = 0 2057,73 0,077 = 158,45 Нм

- MUy3 + yB x3 = 0

MUy3 = 750,5 0 = 0 750,5 0,077 = 57,79 Нм

б) промежуточный вал.

MxA = -хB (а + в + с) - Ft2 (a + в) - Ft3 a = 0

хB = - (Ft2 (a + в) + Ft3 a) / (а + в + с) =

= - (7604,2 0,219 + 2794,69 0,1) / 0,3 = - 6482,78 Н

хА + Ft3 + Ft2 + хв = 0

хА = -Ft3 - Ft2 - хв = -7604,2 - 2767,93 + 6482,78 = -3889,35 Н

МА2 = (Fa2 d) / 2 = (535,34 0,241) / 2 = 64,5 Н*м

МА3 = (Fa3 d) / 2 = (1544,1 0,093) / 2 = 71,8 Н*м

MyA = МА2 + МА3 + yB (а + в + c) - Fr3 a + Fr2 (а + в) = 0

yB = (Fr3 a - Fr2 (а + в) - М3 - М2) / (а + в + c) = = (1017,27 0,1 - 2767,93 0,219 - 64,5 - 71,8) / 0,3 = -640,75 Н

уА - Fr3 + Fr2 + Ув = 0

уА = Fr3 - Fr2 - Ув = 2767,93 - 1017,27 + 640,75 = 2391,41 Н

I уч. 0 х1 а

MUx1 - xa x1 = 0

MUx1 = xa x1 =-3889,35 0 = 0 -3889,35 0,1 = -388,94

MUy1 - yA x1 = 0

MUy1 = yA x1 = 2391,41 0 = 0 2391,41 0,1 = 239,14

II уч. 0 х2 в

MUx2 - xА (а x2) - Ft3 x2 = 0

MUx2 =-3889,35 (0,1 + 0) + 7604,2 0 = -388,94

-3889,35 (0,1+ 0,119) +7604,2 0,119 =53,13

MUy2 - yА (а x2) + Fr3 х2 + М3 = 0

MUy2 = 2391,41 (0,1 + 0) - 2767,93 0 - 71,8 =167,34

2391,41 (0,1 + 0,119) - 2767,93 0,119 - 71,8 = 122,54

III уч. 0 х3 c

- MUx3 + xB x3 = 0

MUx3 = -6482,78 0 = 0 -6482,78 0,081 = -525,1

- MUy3 + yB x3 = 0

MUy3 =-640,75 0 = 0 -640,75 0,081 = -51,9

3406,63 0,059 = 200,99

II уч. 0 х2 в

MUx2 - xА (а x2) - Ft3 x2 = 0

MUx2 = -8576,1 (0,059 + 0) + 11041,94 0 = -505,99 -8576,1 (0,059 + 0,0585) + 11041,94 0,0585 = -361,74

MUy2 - yА (а x2) + Fr3 х2 + М3 = 0

MUy2 = 3406,63 (0,059 + 0) - 4019,26 0 - 118,19 = 82,8

3406,63 (0,059 + 0,0585) - 4019,26 0,0585 - 118,19 = 46,96

III уч. 0 х3 c

- MUx3 + xB x3 = 0

MUx3 = -7307,8 0 = 0 -7307,8 0,0495 = -361,74

- MUy3 + yB x3 = 0

MUy3 = -1149,84 0 = 0 -1149,84 0,0495 = -56,9

в) тихоходный вал

MxA = хB (а + в) - Ft4 a = 0

хB = (Ft4 a) / (а + в) = (7604,2 0,11) / 0,33 = 2534,73 Н

хА - Ft4 + хв = 0

ха = Ft4 - хв =7604,2 - 2534,73 = 5069,47 Н

МА4 = (FA4 d) / 2 = (1544,1 0,2795) / 2 = 215,79 Н*м

MyA = yB (а + в) + Fr4 а + МА4 = 0

yB = - (Fr4 а + МА4) / (а + в) = - (2767,93 0,11 +215,79) / 0,33 = -1576,55 Н

yA + Fr4 + ув = 0

уА = -Fr4 - ув = -2767,93+1576,55 = -1191,38 Н

I уч. 0 х1 а

MUx1 - xa x1 = 0

MUx1 = xa x1 = 5069,47 0 = 0 5069,47 0,11 = 557,64

MUy1 - yA x1 = 0

MUy1 = yA x1 = -1191,38 0 = 0 -1191,38 0,11 = -131,05

II уч. 0 х2 в

-MUx2 = xв x2 =

= 2534,73 0 = 0 2534,73 0,21 = 532,29

MUy2 = yв x2 =

= -1576,55 0 = 0 -1576,55 0,21 = -331,09

Проверка валов на прочность.

а) быстроходный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

в = 870 МПа

т = 640 МПа

-1 = 370 МПа

= 0,1

= 380 МПа

-1 = 220 МПа

= 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует Миmax.

Миmax = 232,34 Нм

- коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и - масштабные факторы:

=0,79

= 0,675 (табл. 11.6 [4])

К и К - коэф. концентрации:

К = 2

К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

а =

m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 18760 мм3;

Wp = 40000 мм3;

в h 18 11 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

б) промежуточный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

в = 870 МПа

т = 640 МПа

-1 = 370 МПа

= 0,1

= 380 МПа

-1 = 220 МПа

= 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует Миmax (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).

Миmax = 534,43 Нм

- коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и - масштабные факторы:

=0,805

= 0,69 (табл. 11.6 [4])

К и К - коэф. концентрации:

К = 2

К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

а =

m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 14510 мм3; Wp =30800 мм3;

в h 16 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

в) тихоходный вал:

Запас прочности должен составлять 2,5…3.

Выберем Ст. 40Х.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

в = 880 МПа

т = 740 МПа

-1 = 400 МПа

= 0,1

= 440 МПа

-1 = 230 МПа

= 0,05

Опасным сечение является то сечение, где действует Миmax.

Миmax = 626,86 Нм

- коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz 20 мкм = 1 (стр. 298 [4])

и - масштабные факторы:

=0,72

= 0,61 (табл. 11.6 [4])

К и К - коэф. концентрации:

К = 2

К = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

а =

m = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 64698,75 мм3; Wp = 137598,75 мм3;

в h 25 14 (шпонка),

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные.

а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75.

б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 - 75.

Проверка выбора подшипников

а) подшипник 307

d =35 мм;

D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; Сr = 33,2кН; С0r = 18 кН хА = 736,96 Н;уА = -189,23 Н;

хв = 2057,73 Н;

ув = 750,5 Н.

FA = 535,34 Н n = 485 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V Fr1 + У Fa) Кб Кт,

где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 2185,72 + 1,71 535,34) 1 1,4 = 2995,21 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V Fr1 + У Fa) Кб Кт,

где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 773,99 + 1,71 535,34) 1 1,4 = 1888,4 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала.

б) подшипник 309

d = 45 мм;

D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 кН; С0 = 30 кН хА = -3889,35 Н;

уА = 2391,41Н;

хв = -6482,78 Н;

ув = -640,75 Н.

FA = Fa3 - Fa2 = 1544,1 - 535,34 = 1008,76 Н

n = 86,61 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = Fr1 V Кб Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 7559,99 1 1 1,4 = 10583,986

Определим номинальную долговечность (ресурс):

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

привод шкив редуктор подшипник

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = Fr1 V Кб Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 2475,76 1,4 1 1 = 3466,06 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

в) подшипник 315

d = 75 мм;

D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 кН; С0 = 72,5 кН хА = 5069,47 Н;

уА = -1191,38 Н;

хв = 2534,73Н;

ув = -1576,55 Н.

FA = 1544,1Н

n = 27,6 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V Fr1 + У Fa) Кб Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 5667,84 + 1,71 1544,1) 1,4 = 8140,16 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х V Fr1 + У Fa) Кб Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 0,56 1976,08 + 1,71 1544,1) 1,4 = 5245,82 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Расчет муфты.

Тр = Тн К,

где Тн - номинальный крутящий момент = 1385 Нм

К - коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода

К = 1,5…2

Тр = 1385 1,5 = 2077,5Нм

Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).

Определяем число пар трения:

, где

Dн - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;

Dв - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;

Dср - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;

[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;

f0 - коэффициент трения покоя;

Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов:

[р] = 0,25

f0 = 0,3

Сила сжатия пружины:

Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.

Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:

z - число пружин

Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:

Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от до , определяем из подобия:

;

Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать при зазоре между витками

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим:

Задавшись индексом пружины и вычислив коэффициент:

,

находим диаметр проволоки:

Принимаем

Определяем осадку пружины под действием силы F:

,

z - число рабочих витков пружины = 3

G - модуль сдвига = 8 104 МПа

Шаг пружины в свободном состоянии:

,

где sp - зазор = 0,1 d = 1 мм

Полное число витков:

z1 = z + 1,5 = 3 + 1,5 = 4,5 мм

Высота пружины при полном ее сжатии:

Н3 = (z1 - 0,5) d = (4,5 - 0,5) 10 = 40 мм

Высота пружины в сводном состоянии:

Н0 = Н3 + z (t - d) = 40 + 3 (21 - 10) = 73 мм

Длина заготовки проволоки для пружины:

.

Расчет болтов

Рвых = Рэд 0 = 4 0,86 = 3,44 кВт

Определение нагрузки, действующей на болт:

Fn = Fц sin45 = 131,8 sin45 = 85,59 Н

Fсд = Fц cos45 = 131,8 cos45 = 100,22 Н

Моп = Тзв + Fсд 0,216 + Fсд 0,122 = 943,73 Н

Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:

,

где

z = 6

f = 0,18

i = 1

Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:

F1max = F1мом + Fa1

Fa1 - осевая сила, действующая на один болт:

F1max = 15867,6 + 4488,5 = 20356,1 Н

Fз.нс = к F1max (1 - ) = 1,4 20356,1 (1 - 0,2) = 22798,8 Н

= 0,2

Fрасч = 1,4 Fз.сд + F1max = 1,4 27436,23 + 20356,1 0,2 = 42481,9 Н [р] = 116 МПа

Выбираем d = 20 мм

Список литературы

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988. - 416 с., ил.

2. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А.Ряховский Справочник по муфтам. Л., «Машинострое- ние» (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк.. 1990. - 399 с., ил.

3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. - 560 с., ил.

4. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Машино- строение, 1979. -367 с., ил.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Состав, устройство и работа привода цепного конвейера. Расчет частоты вращения вала электродвигателя, допускаемых напряжений для зубчатых колес редуктора. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи. Определение долговечности подшипников качения.

    курсовая работа [940,5 K], добавлен 01.05.2014

  • Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [151,8 K], добавлен 17.05.2012

  • Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.

    курсовая работа [3,1 M], добавлен 08.03.2009

  • Кинематическая схема и расчет привода. Выбор оптимального типа двигателя. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Конструктивная компоновка привода.

    курсовая работа [379,5 K], добавлен 04.04.2009

  • Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

    курсовая работа [332,8 K], добавлен 09.01.2009

  • Определение требуемой для конвейера ширины ленты по заданной производительности и по крупности кусков транспортируемого груза. Выбор типа ленты и её стандартной ширины. Определение параметров роликовых опор и мощности двигателя привода конвейера.

    курсовая работа [338,2 K], добавлен 27.06.2012

  • Расчет привода технологической машины. Проверка изгибной прочности зубьев. Размер элементов корпуса редуктора. Расчет вала на прочность. Смазка зубчатых передач и подшипников. Технология сборки редуктора, проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [2,1 M], добавлен 23.01.2022

  • Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.

    курсовая работа [753,8 K], добавлен 15.01.2014

  • Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.02.2015

  • Проектирование привода скребкового конвейера для транспортировки породы и для опоры перемещения комбайна. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала. Определение сил в зацеплениях. Проверка прочности подшипников.

    курсовая работа [715,5 K], добавлен 03.11.2014

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