Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Костанайский социально - технический университет

имени академика З. Алдамжар

ТЕХНИЧЕСКИЙ факультет

Кафедра ТЕХНИКА И ТЕХНОЛОГИИ

Курсовая работа по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ТЕМА: «Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера»

Выполнила

Виноградова Людмила Николаевна

студентка 2 курса специальности

ТТТиТ, з/у

Научный руководитель

Иманов А. Н.

кандидат технических наук, профессор

Костанай 2011

Исходные данные

Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера по схеме рис.1 с графиком нагрузки рис.2.

Вариант 2.

Мощность на этом валу N6=5,0 кВт и угловая скорость вращения его ?6=0,25 ? рад/сек

1. Электродвигатель.

2. Клиноременная передача.

3. Червячная передача.

4. Прямозубая цилиндрическая передача

5. Муфта.

6. Коническая открытая зубчатая передача

Рисунок 1. Схема цепного конвейера

График нагрузки имеет: Срок службы привода-8 лет

Ксут=0,2; Кгод=0,5; ПВ=1



Рисунок 2. График нагрузки

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроение является технической основой развития общественного производства. Только в результате насыщения всех отраслей народного хозяйства высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства можно добиться такого повышения производительности труда и расширения выпуска различной продукции, чтобы были удовлетворены все материальные и культурные потребности общества.

Серийно выпускаются самые разнообразные машины десятков тысяч наименований, в том числе уникальные паровые и гидравлические турбины и электрогенераторы мощностью до миллионно киловатт, газовые турбины мощностью в десятки тысяч киловатт, мощные прокатные станы, прессы и металлообрабатывающие станки с программным управлением, подъёмные машины грузоподъёмностью в сотни тонн, экскаваторы и землесосные снаряды, заменяющие труд десятков тысяч людей, тепловозы и электровозы, автомобили, тракторы, комбайны, разнообразные машины для горной, химической, лёгкой и других отраслей промышленности, строительства, сельского хозяйства.

Анализируя исторический путь развития технологии различных производств и обслуживающих их машин, нетрудно заметить основные тенденции развития современного машиностроения.

Это, во-первых, непрерывный рост машиностроения, увеличение номенклатуры и числа машин, выпускаемых для всех отраслей народного хозяйства.

Во-вторых, неуклонное повышение мощности и производительности машин, их технологичности и экономичности при одновременном относительном снижении веса и размеров.

Основой для расширения машиностроения служит новый, более высокий уровень организации, управления и технологии производства - широкое внедрение специализации, поточности, механизации и автоматизации производства, использование принципов взаимозаменяемости, унификации, нормализации и стандартизации типов машин, их узлов и деталей, внедрение прогрессивной технологии.

Создание всё более мощных производительных, технологичных и экономичных машин со сниженными весовыми и габаритными характеристиками обусловлено непрерывным их конструктивным совершенствованием, повышением скоростей и ускорений движущихся частей, действующих нагрузок, напряжений, температур и других параметров. Это, в свою очередь, вызывает необходимость использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования формы деталей, применения полых и тонкостенных сечений и так далее.

1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.д. Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации, требуемая мощность и частота вращения вала.

Потребная мощность электродвигателя:

N1дв=N6/?общ (1.1)

Общий КПД привода, с учетом потерь на трение в подшипниках стр. 23[1]:

?общ=?рем·?черв·?зуб·?кон·?муф=0,95·0,9·0,96·0,95·0,99=0,77196

?рем=0,95 средний КПД клиноременной передачи

?черв=0,9 КПД с числом захода червяка Z1=4

?зуб=0,96 средний КПД зубчатой передачи

?кон=0,95 КПД открытой зубчатой передачи

?муф=0,99 средний КПД муфты стр. 231[2]

N?дв=5/0,77196=6,477 кВт

По табл. 22[1] выбираем электродвигатель N=7,5 кВт, типа 4А132S4УЗ, n=1500 об/мин, S=3,0%, Тпус/Тнм=2,0.

Действительное число оборотов двигателя стр.24[1]:

пдв=псдв·(1-S/100) (1.2)

nдв=1500·(1-3/100)=1455 об/мин

Обороты на тихоходном валу конической передачи:

n6=30·?6/? (1.3)

n6=30·0,25?/?=7,5 об/мин

Общее передаточное отношение конвейера:

Uобщ=nдв/n6 (1.4)

Uобщ=1455/7,5=194

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода. По рекомендациям:

Uрем?7[2]; Uчерв=8?80[1]; Uзуб?6,3[1]; Uкон?8[1].

Для червячно-цилиндрических редукторов: при передаточном отношении редуктора Uред>50 передаточное отношение червячной передачи стр.72[1]:

Uчерв=6,3

Дальнейшие варианты по разбивке ступеней с учетом того, что на последней передаче (т.е. конической) моменты максимальные, принимаем по ряду стр.51[1]:

Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=3,15-уменьшаем ременную:

Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=2,169-принимаем.

Угловые скорости валов:

?1=?·nдв/30=3,14·1455/30=152,29 рад/сек

?2=?1/Uрем=152,29/2,169=70,21 рад/сек

?3=?2/Uчерв=70,21/6,3=11,144 рад/сек

?4=?3/Uзуб=11,144/4=2,79 рад/сек

?5=?4

?6=0,25·?=0,79 рад/сек

Числа оборотов на валах:

n1=nдв=1455 об/мин

n2=n1/Uрем=1455/2,169=670,82 об/мин

n3=n2/Uчерв=670,82/6,3=106,479 об/мин

n4=n3/Uзуб=106,479/4=26,62 об/мин

n5=n4

n6=n5/Uкон=7,5 об/мин

Мощность на валах:

N1=6,477 кВт

N2=N1·?рем=6,477·0,95=6,153 кВт

N3=N2·?черв=6,153·0,9=5,538 кВт

N4=N3·?зуб=5,538·0,96=5,316 кВт

N5=N4·?муф=5,316·0,99=5,263 кВт

N6=N5·?кон=5,263·0,95=5,0 кВт

Крутящие моменты на валах:

Т1=N1/?1=6477/152,29=42,53 Н·м

Т2=N2/?2=6153/70,21=87,64 Н·м

Т3=N3/?3=5538/11,144=496,95 Н·м

Т4=N4/?4=5316/2,79=1905,38 Н·м

Т5=N5/?5=5263/2,79=1886,38 Н·м

Т6=N6/?6=5000/0,79=6329,11 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи

подшипник цилиндрический вал червячный

Выбор сечения ремня:

При N1=6,477 кВт, n=1455 об/мин по рис. 9.4 [1] выбираем тип Б.

По табл. 9.4: lр=14, W=17, T0=10,5, площадь сечения А=1,38 см2, масса одного метра ремня m=0,18 кг/м, расчетная длина ремня Lр=800?6300, ?L=Lp-LВН=40 мм, dmin=125 мм.

Принимаем диаметр меньшего шкива по ряду стр.267 в соответствии с рекомендациями стр.26, d1>dmin d1=140 мм.

Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения S=0,01 ф.9.5[1],

d2=d1•Uрем•(1-S)=140•2,169•(1-0,01)=300,62 мм принимаем d2=301 мм.

Межосевое расстояние ф.9.11[1]:

amin=0,55(d1+d2)+T0=0,55(140+301)+10,5=253,05 мм.

amax=d1+d2=140+301=441 мм.

Среднее aср=(amin+amax )/2=347,03 мм принимаем aср=348 мм

Расчетная длина ремня ф.9.2[1].

Lр=2а+?/2·(d1+d2)+(d2-d1)2/(4·a)=

=2·348+3,14/2·(140+301)+(301-140)?/(4·348)=1406,99 мм

По табл.9.4 принимаем Lр=1400 мм ближайшее

Уточняем межосевое расстояние ф.9.12[1]:

а=0,25·[(Lp-?)+]

?=0,5·?·(d1+d2)=0,5·3,14·(140+301)=692,37 мм

у=((d2-d1)/2)2=((301-140)/2)2=6480,25 мм2

а=0,25·[(1400-692,37)+v(1400-692,37)2-8·6480,25]=

0,25·(707,63+669,9987)=344,4 мм

Угол обхвата меньшего шкива ф.9.13[1].

?1=180-57·=180-57(301-140)/344,4=153?

Определяем коэффициенты необходимые для определения расчётной мощности, руководствуясь таблицами

-коэффициент угла обхвата C?=0,929 значение получено интерполяцией;

-коэффициент длины ремня CL=0,9;

-коэффициент режима работы Cр=1,1; цепные транспортеры. Тип двигателя I; смены при kсут=0,2; 24 часа•0,2=4,8 часа. Принимаем 1 смену

-коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте Cz=0,9 при предварительно принятом числе ремней Z=4?6.

Номинальная мощность Р0 по таблице 8 для типа Б и d1=140; UР=2,152; n=1450 об/мин, интерполяцией получаем Р0=3,177 кВт.

Расчетная мощность:

Рр=Ро·С?·СL/Ср=3,177·0,929·0,9/1,1=2,4148 кВт стр. 270[1]

Число ремней ф.9.14:

Z=N1/(Рр·Сz)=6,477/(2,4148·0,9)=2,98

Принимаем Z=3 ремней.

Натяжение каждой ветви одного ремня ф.9.15[1].

So=850·N1·Ср·СL/(Z·V·С?)+?·V2

V=? ·d1·n1/60=3,14·140·1455/60=10,66 м/сек

?=0,18 для сечения Б стр. 267

So=850·6,477·1,1·0,9/(3·10,66·0,9)+0,18·10,662=203,91 м

Сила, действующая на валы, стр.271:

Fп=2·S0·Z·sin =2·203,91·3·sin(153?/3)=1223,46·sin 51?=950,81 Н

Рабочий ресурс клиноременной передачи для ремней с кордшнуром, стр.271:

Н0=Nоц =5700·10?·1400·3/(60·3,14·140·1455)=624 час

где Nоц -число циклов, выдерживаемых ремнем; для ремней с кордшнуром всех сечений Nоц=5,7·106

Установленный стандартом ресурс при среднем режиме 2000 часов.

Время работы привода за 8 лет:

t?=Lгод·365·кгод·24·ксут·ПВ=8·365·0,5·24·0,2·1=7008 час

ф.14.12[1].

Количество замен ремней за 8 лет:

Кз==7008/624=11,23 раз

т.е. одна замена 8 лет/11,23=0,7 года.

Шкивы для приводных клиновых ремней (приложение В) выполняют по ГОСТ 20898-80

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

3.1 Предварительное межосевое расстояние

а1=(Uзуб+1)· (3.1)

где к=315 для прямозубой передачи, стр.98[1]; Tp1-расчетный момент, Н·м:

Tp1=Tmax•кНД••кН, (3.2)

где Тmax=T4=1905,38 нм.

Коэффициент долговечности ф.4.7:

кНД=кНЕ·?1 (3.3)

Коэффициент эквивалентности по графику нагрузки и ф.4.1 и ф.4.2 будет

кНЕ==0,6775 (3.4)

В соответствии с рекомендациями 4.4 и табл.4.5 принимаем материалы:

Шестерни: 40Х, Д=125, S=80, НВ1 сердцевины=269-302, HRC поверхности=45-50, Vв=900, ?т=750, улучшение+закалка ТВЧ.

Колеса: 40Х, Д=125, S=90, НВ2сер=269-302, ?в=900, ?т=750 МПа улучшение. HRCпов=45-50 по графику рис.3.1.[3] соответствует НВ=450 (шестерня).

Определяем соотношение

НВ1=НВ2 9vUзуб параграф 4.5 [1]

НВ1=450

НВ2vUзуб=(269+302)/2v4=333,04

т.е. НВ1>НВ2•vUзуб, 450>333,04

поэтому лимитируем колесо.

Считаем наработку колеса, ф.4.10.

N=t? 60·n4·c=7008·60·26,62·1=11,19·10 циклов

t?=7008 час

n4=26,62 об/мин

с=1, так как за один оборот зуб входит в зацепление один раз

База контактных напряжений по рис.4.6 при НВ2=285,5 будет:

NHG=25·106 циклов

Считаем коэффициент долговечности:

кнд=0,6775•3v11,19·106/20·106=0,56 (3.5)

Коэффициент нагрузки:

кН=кН?·кН?·кНV (3.4)

кН?=1 для прямозубых передач коэффициент распределения нагрузки.

Предварительное значение окружной скорости:

V1= (3.5)

n3=106,479 об/мин (шестерня)

Тmax=T4=1905,38 Н·м (колесо)

Uзуб=4

?а=0,315 коэффициент ширины зубчатого венца, т.3.3 [1].

CV=14 т.4.9 (ТВЧ1+У2 прямозубая) [1]

V?=106,479/(103·14)·3v1905,38·103/(42·0,315)=0,44 м/сек

По т.4.10. степень точности передачи будет 9.

По т.4.11. коэффициент динамичности передачи будет.

Кнv=1,05 (при НВ2?350)

По ф. 4.27 коэффициент концентрации нагрузки

кН?=кН?0·(1-х)+х?1,05

кН?0 принимаем по т.4.7. в зависимости от отношения

=0,315•(4+1)/2=0,788 и схемы по рис.4.8. №6.

кН?0=1,39 интерполяцией.

Коэффициент режима, ф.4.29[1]:

x=?=0,475 (3.6)

кН?=1,39•(1-0,475)+0,475=1,205

кН=1•1,205•1,05=1,265

Тр1=1905,38•0,56•1,265=1349,77 Н·м

Допускаемое контактное напряжение по т.4.6 для колеса из стали 40Х и формуле 4.21 (стр.91):

[?н]==585,82 МПа (3.7)

Межосевое:

а=(4+1)•3v(315/(582,7•4))2•1349,77•103/0,315=213,88 мм (3.8)

по ряду стр.51 принимаем а=224.

Ширина колеса:

в2=а·?а=224•0,315=70,56 мм (3.9)

принимаем в2=71 мм.

Действительная скорость ф.4.42:

V==2•0,224•3,14•106,479/(4+1)•60=0,500 м/сек (3.10)

V?V1, то кН?, кНV, кН? не уточняем, коэффициент нагрузки кН остается тот же.

3.2. Проверочный расчет по контактным напряжениям

?н=к· (3.11)

?н=315•(4+1)/(224•4)•v(4+1)/71•1349,77•103=541,95 МПа

разница между фактическим и допускаемым

·100%=100%•(582,7-541,95)/582,7=6,99 %

Допускается недогруз 10 % и перегруз 3 %.

У нас перегруз 6,99 % (стр.98[1]).

3.3. Расчет на перегрузку ф.4.43(по колесу) в момент пуска двигателя, или по графику нагрузки

?н max=?н•?[?]max (3.12)

[?]max=2,8·?T=2,8·750=2100 МПа

-наибольшее допускаемое контактное напряжение по табл.4.6.

=1,4 по графику

?н max=541,95•v1,4/0,56=856,90 МПа

856,9<2100-проходит

3.4. Определение модуля

m1= (3.13)

где окружная сила по ф. 4.44[1]

Ft==1905,38•(4+1)/(224•4)=10632,7•103 Н

к=5 для прямозубых передач стр.99[1]

в1=в2•1,12=71•1,12=79,52 мм

принимаем в1=80 мм ф.4.40.-ширина шестерни.

Допускаемое напряжение на изгиб т.4.6. ф.4.24 (для колеса)

[?]F===293,66 МПа

Коэффициент долговечности по изгибу ф.4.14.

кFD=кFE·?1 (3.14)

m=6 (колесо улучшенное, оно лимитирует у нас)

N=11,19•106 наработка колеса

NFG=4•106 стр.83 база изгибных напряжений

кFE-коэффициент эквивалентности по изгибу ф.4.13 (переработанная).

кFE==0,818

кFD=0,818•v11,19•10/4•10=0,971

Коэффициент нагрузки по изгибу ф.4.26.

кF=кF?·кF?·кFV

кF?=1 коэффициент распределения нагрузки с.92 для прямозубых

кF?-коэффициент концентрации нагрузки при НВ2<350 по ф.4.32.

кF?=кF?0·(1-x)+x?1,04

кF?0 принимаем по т.4.8 при в/d1=0,788; схема передачи 6; твердости а; интерполяцией кF?0?1,390

кF?=1,39•(1-0,475)+0,475=1,205

кFV-коэффициент динамичности, принимаем по ф. 4.12: для 9 степени, скорости 1 м/сек, твердость а, числитель: кFV=1,13.

кF=1•1,205•1,13=1,362

модуль

m1=5•10632,7•0,971•1,362/(71•293,66)=3,37

Принимаем стандартный модуль стр.53 из ряда: m=4

3.5 Предварительные размеры передачи

Суммарное число зубьев ф.4.46:

Z??=2•a/m=2•224/4=112 (если дробное, то округляем до ближайшего меньшего).

Принимаем Z?=112

Число зубьев шестерни ф.4.51:

Z11= (число зубьев должно быть не меньше Z1>=13),

Z11=112/(4+1)=22,4

округляем до ближайшего целого Z1=22.

Число зубьев колеса

Z2=112-22=90

Фактическое передаточное

Uф=Z2/Z1=90/22=4,091

Расхождение

U=100%=(4,091-4)/4•100%=2,28%

допускается до 4%, т.е. проходит.

При Z1<17 делают высотную коррекцию ф.4.53, у нас смещение x1=x2=0.

3.6 Проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни

?F1=·Ft·кFD1·кF (3.15)

b1=80, m=4, Ft=10632,7 H, кF=1,362, кFD1=1

к-коэффициент долговечности по изгибу у шестерни будет (m=9-т.к. закалка)

кFD1=кFE1·?1 (3.16)

кFE1==0,875

N1=t?·60·n3·c=7008•60•106,479•1=44,772•10 циклов

кFD1=0,875•v(44,772•10)/(4•10)=1,14435

Принимаем кFD1=1

YF1=4,14 интерполяцией по т.4.13 (при x=0 и z1=22)

Y?=1 для прямозубой передачи.

?F1=4,14•1/(80•4)•10632,7•1•1,362=187,357, проходит т.к.

?F1<[?]F1-допускается перегруз 5% стр.101.

[?]F1=420 (для шестерни закаленной ТВЧ, из стали 40Х) табл.4.6.

3.7 Проверка фактического напряжения изгиба по колесу

?F2=·Ft·кFD1·кF=3,6•1/(71•4)•10632,7•0,971•1,362=178,25 МПа

где: b2=71; m=4; кFD=0,971

YF2=3,6 при Z2=90 и х=0 по т.4.13

[?]F2=293,66 МПа

см. ранее, т.е. колесо тоже проходит 186,69<293,66

3.8 Проверка на перегруз по изгибу

?Fmax=?F·?[?]Fmax (3.17)

Допускаемое максимальное на изгиб по т.4.6 будет:

Для колеса [?]Fmax2=2,7·HB2=2,7·285,5=770,8 МПа

Для шестерни [?]Fmax1=1260 МПа (табл.4.6)

Действительные напряжения максимальные на изгиб:

Колесо ?Fmax2=178,25•1,4/0,971=257,00 МПа - проходит

Шестерня ?Fmax1=187,357•1,4/1=262,30 МПа - проходит

3.9 Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры:

d1=m•Z1=4•22=88 мм

d2=m•Z2=4•90=360 мм

Диаметры окружности выступов:

da1=d1+2m=88+2•4=96 мм

da2=d2+2m=360+2•4=368 мм

Диаметры окружности впадин:

df1=d1-2,5m=88-2,5•4=78 мм

df2=d2-2,5m=360-2,5•4=350 мм

а=d1/2+d2/2=88/2+360/2=224 мм

3.10 Силы в передаче

Ft=T4/(d2/2)=1905,38/(0,360/2)=10585,44 Н-окружное усилие, уточненное значение

Fr=Ft·tg 20?=10585,44•0,364=3853,10 Н-радиальное усилие

4. Расчет червячной передачи

4.1 Исходные данные

Червяк: N2=6,153 кВт, Т2=87,64 Н·м, 2=70,21 р/сек, n2=670,82 об/мин.

Червячное колесо: N3=5,538 кВт, T3=496,95 Н·м, 3=11,144 р/сек, n3=106,479 об/мин.

кHE=0,6775; кFE1=0,875; Uчерв=6,3; t?=7008 час; ПВ=1

4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса, расчет межосевого расстояния

Ожидаемая скорость скольжения червячного колеса ф.7.6.:

Vск1==4•670,82/105•?v496,95•103=2,13 м/сек (4.1)

коэффициент эквивалентности для червячной передачи:

кHE=0,6775·1=0,6775 (4.2)

По т.7.2 выбираем материал группы Iб:

Vск1=2,13, кНЕ=0,6775 бронзу:

Это Бр 05Ц5С5 т.к. кНЕ гораздо больше 0,4, то принимаем заливку в кокиль: ?в=200 МПа, ?т=90 МПа

По рис. 7.1. для Vск=2,13 м/сек, принимаем СV=1,112-коэффициент, учитывающий износ.

Тогда допускаемое контактное напряжение по т.7.3.:

[?]Н=СV·0,9·?B=1,112•0,9•200=200,16 МПа (4.3)

Наработка на колесе N=35,6•106 циклов.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям ф.7.2:

кНД=кНЕ·0,6775•?v•35,6•106/10•106=1,034 (4.4)

Коэффициент долговечности по изгибу ф.7.4:

кFD=кFE·0,875•v35,6•106/106=1,301 (4.5)

Согласно §7.4 и 7.3 принимаем червяк из стали 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости HRC=56-63.

Предварительно коэффициент нагрузки по ф.7.7:

к1=к?1·кv1 (4.6)

Коэффициент концентрации по ф.7.8:

к?1=0,5·(к?0+1) (4.7)

заходность червяка при Uчерв=8>Z1=4 (стр.216 по рекомендациям), тогда по рис.7.2 начальный коэффициент концентрации к?0=1,3 тогда:

к?1=0,5·(1,3+1)=1,15

Коэффициент динамичности кV=1 (стр.215), тогда коэффициент нагрузки будет: к1=1,15·1=1,15

Предварительное межосевое расстояние ф.7.11:

а1=61·=61·=61•?v496,95•10?•1,034•1,15/200,16=149,60 мм

принимаем ближайшее стр.51: а=160 мм.

4.3 Определение предварительных параметров

Число зубьев колеса ф.7.12: Z21=Z1•U=4•6,3=25,2

Модуль по ф.7.13:

m=(1,4?1,7)·=(1,41,7)•160/25,2=8,89?10,79 (4.8)

Принимаем модуль из значений (стр.53) m=10 и 12,5. Предварительно принимаем m=10. Коэффициент диаметра червяка ф.7.14:

q1==2•160/10-25,2=6,8 (4.9)

принимаем (стр.56) q=8. Коэффициент смещения ф.7.15:

Х==1/10•[160-10/2•(25,2+8)]=-0,6 (4.10)

Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре ф.7.17:

??=arctg• (4.11)

??=arctg•4/(8+2•-0,6)=arctg (0,59)=30°34?

Длина шлифуемых червяков ф.7.18 и т.7.5 при (Z1=4, X=+0,5):

b1=b10+4·m=(12,5+0,1·Z2)·m+4·m=(12,5+0,1•25,2)•10+4•10=190,2=190 мм

Ширина венца червячного колеса ф.7.20:

b2=0,315·a=0,315•160=50,4=50 мм

4.4 Проверка фактического контактного напряжения

?н= (4.12)

делительный диаметр колеса:

d2=m·Z2=10•25,2=252 мм, ф.7.26

начальный диаметр червяка:

d?1=m·(q+2·x)=10•(8+2•-0,6)=68 мм ф.7.27;

фактическая скорость скольжения ф.7.22:

Vск==3,14•68•670,82/(60000•0,8630)=2,768 (4.13)

Коэффициент концентрации по ф.7.9 и т.7.4:

к?=1+·(1-х)=1+(25,2/98)?•(1-0,475)=1,0089 (4.14)

где ?=98-коэффициент деформации т.7.4.

Коэффициент режима ф.4.29:

x=0,475 см. ранее.

Скорость колеса по ф.7.10:

V2==3,14•252•106,479/6•10=1,405 м/сек (4.15)

Для этой скорости по т.4.10 степень точности передачи 9.

Коэффициент динамичности по т.4.11 и стр.215:

кV=кHV=1,070 интерполяцией для скорости V2=1,405 м/сек

Тогда коэффициент нагрузки по ф.7.7:

к=к? кV=1,0089•1,07=1,0795 (4.16)

Расчетный момент:

Тр=Тmax·кНД·к=496,95•1,034•1,0795=554,70 Н·м (4.17)

Напряжение будет:

?Н=480/252•v554,7•10?/68=172,0 МПа (4.18)

Уточняем допускаемое напряжение по фактической скорости скольжения: При Vск=2,768 м/сек по рис.7.1>СV=1,29

Рассчитываем:

[?]Н=СV·0,9·?B=1,29•0,9•200=232 МПа (4.19)

Недогруз по напряжению:

·100%=(172-232)/232•100%=-25,86 % (4.20)

Недогруз до 10%.

4.5 Проверка статической контактной прочности

Предельное контактное напряжение по Т. 7.3.

[?]Hmax=4??т=4?90=360 МПа-допускаемое (группа 1б)

Максимальное контактное напряжение по ф.4.43. действующее

[?]Hmax=?H =172•v1,4•1/1,034=200,14 МПа (4.21)

4.6 Проверка напряжения изгиба

Допускаемое по т.7.3 (группа Iб)

[?]F=0,25·?T+0,08·?B=0,25•90+0,08•200=38,5 (4.22)

Напряжение изгиба в зубьях колеса действительное ф.7.24:

?F=·Ft2·кFD·к (4.23)

Эквивалентное число зубьев колеса ф.7.25:

ZV==25,2/0,8633=39,207 (4.24)

откуда коэффициент формы зуба стр.219 интерполяцией YF=1,654

Окружная сила на колесе ф.7.23:

Ft2==2•496,95•10?/252=3,94•103 Н (4.25)

Напряжение:

[?]F=1,654•0,863/(1,3•10•68)•3940•1,301•1,0795=8,93 проходит

4.7 Проверка статической прочности на изгиб

Предельное напряжение изгиба по т.7.3.:

[?]Fmax=0,8·?T=0,8•90=72 МПа (4.26)

?Fmax=?F =8,93•1,4/1,301=9,61 (4.27)

Проходит т.к. 72>9,61

4.8 Основные параметры червячной передачи

а=160 мм - межосевое расстояние;

Uчерв=6,3-передаточное отношение;

Z1=4-заходность червяка;

Z2=25,2-число зубьев колеса;

m=10-модуль;

q=8-коэфициент диаметра червяка;

х=-0,6-коэфициент смещения;

??=30°34?-угол подъема витка червяка на начальном цилиндре;

b1=190 мм-длина червяка;

b2=50 мм-ширина венца червячного колеса;

d2=252 мм- делительный диаметр колеса;

dw1=68 мм- начальный диаметр червяка

Делительный диаметр:

d1=m•q=10•8=80 мм

Диаметр впадин витков:

df1=d1-2,4m=80-2,4•10=56 мм

Диаметр вершин витков:

da1=d1+2m=80+2•10=100 мм

Угол подъема на делительном диаметре червяка:

(4/8)=arctg(0,5)=26°34?

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:

da2=d2+2•m•(1+x)=252+2•10•(1+-0,6)=260 мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

daМ2=da2+6•m/(Z1+2)=260+6•10/(4+2)=270 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса:

df2=d2-2•m•(1,2-x)=252-2•10•(1,2+-0,6)=216 мм

Радиус закругления колеса:

Ra=0,5•d1-m=0,5•80-10=30 мм

Rf=0,5•d1+1,2•m=0,5•80+1,2•10=52 мм

Основные параметры червячной передачи показаны на рис. 3

Рисунок 3. Основные параметры червячной передачи

4.9 Силы в передаче

Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке:

Ft2=Fа1=3940 Н

Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе:

Ft1=Fа2==2•87,64•103/68=2578 Н

Радиальная сила при ?=20?

Fr=Ft2·tg ?=3940•0,364=1434,2 Н

5. Расчет конической передачи (с круговым зубом)

Шестерня: N5=5,263 кВт; Т5=1886,38 Н·м; ?5=2,79 рад/сек; n5=26,62 об/мин

Колесо: N6=5 кВт; T6=6329,11 Н·м; ?6=0,79 рад/сек; n6=7,5 об/мин; Uкон=3,55

t?=7008 час; кНЕ=0,6775.

Материал шестерни: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ2=269-302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение + закалка ТВЧ.

Материал колеса: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ1=269?302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение; HRCпов=48?53 соответствует по графику рис. 3.1.[3] НВ=490

5.1 Предварительный диаметр основания делительного конуса колеса

d?е2=165· (5.1)

расчетный момент Т?р=Тmax·кНД·кН

Определяем соотношение =·=490

·=•v3,55=329 (5.2)

т.е.

поэтому стр. 89 лимитирует колесо.

Наработка колеса N=t?·60·n6·c=7008•60•7,5•1=3,15•106 циклов

База контактных напряжений по рис. 4.6. при =315>NHG=20·106 циклов.

Коэффициент долговечности ф.4.7.

кНД=кНE·=0,6775•3v3,15•106/20•106=0,366 (5.3)

Коэффициент нагрузки ф.4.25.:

к?Н=к?Н?·кН?·к?НV (5.4)

Предварительная окружная скорость ф. 4.37

V?m==26,62/(103•10)•3v6329,11•103/3,552=0,21 м/сек

где CV=10 (коническая, ТВЧ1+У2), табл. 4.9.

по т. 4.10 для V?m=0,21 степень точности будет 9.

Коэффициент распределения нагрузки по рис. 4.7.: к?Н?=1,1.

Отношение ширины колеса к среднему диаметру шестерни т.4.7

=0,166•v3,55?+1=0,612 (5.5)

Коэффициент концентрации ф.4.28:

к'Н?= (5.6)

где начальный коэффициент концентрации по т.4.7. для схемы 2 (по рис 2), интерполяцией, твердость а:

к'Н?=2,4

Коэффициент режима x=0,475(раньше определили).

к'Н?=v2,4•(1-0,475)+0,475=1,317 (5.7)

Коэффициент динамичности по т. 4.11.:

к'НV=1,01 (9-я, ф, знам, V=1)

Коэффициент нагрузки поэтому

к'Н=1,1•1,317•1,01=1,463

а расчетный момент:

T'p=6329,11•103•0,366•1,463=3389,0•103 Н•мм

Допускаемое контактное напряжение по ф. 4.23. и табл. 4.6 (высокий перепад твердостей)

[?]Н==((2•285,5+70)/1,1)•(1,27/v3,55)=652,00 (5.8)

SH=1,1-коэффициент безопасности т.4.6.

по т. 4.18. при ТВЧ1+У2: ?Н=1,13+0,13U=1,13+0,13•3,55=1,5915

И так d'e2=165·=165•?v3,55•3389•103/(6522•1,5915)=430,7 мм

По ряду с.51 принимаем dе2=450

5.2 Проверка фактического контактного напряжения

Vm==факт.скорость=0,857•0,45•3,1416•7,5/60=0,151 м/сек

Различие незначительно, поэтому коэффициенты кН?, кН?, кНV берем прежними и кН тогда тоже останется прежним.

Фактическое контактное напряжение ф. 4.89:

?H= (5.9)

?Н=2120/450•v3,55•6329,11•103•0,366•1,463/(450•1,5915)=610,61

Превышение <3% стр. 127

Если недогруз, то отношение не должно быть меньше 0,85 у нас

=610,61/652=0,94 (5.10)

5.3 Проверка по максимальному контактному напряжению

?Нmax=?Н·?[?Н]max (5.11)

[?Н]max=2,8·?Т=2,8·750=2100 т.4.6.

?Нmax=610,61•v1,4/0,366=1194,23

1194,23<2100. Проходит.

5.4 Определение модуля

Число зубьев колеса ф.4.92

Z"2=к·=14•v3,55?•v450=64,3312 (5.12)

к=14 т.4.18

Число зубьев шестерни ф.4.93.

Z'1==64,3312/3,55=18,12 (5.13)

Принимаем ближайшее Z1=18

Z'2=U·Z1=3,55•18=63,9 (5.14)

Принимаем Z2=64

Фактическое передаточное

Uф==64/18=3,556 (5.15)

Отклонение

?U=·100%=(3,556-3,55)/3,55•100%=0,17%<4%

Торцовый модуль по ф.4.91.

mte==450/64=7,03 (5.16)

5.5 Проверка прочности зубьев колеса на изгиб

Напряжение изгиба ф.4.95

?F=·Ft·KFD·KF (5.17)

Угол делительного конуса ф.4.98

?2=arctg U=arctg 3,556=74?18?

Биэквивалентное число зубьев колеса, при угле наклона линии зуба в середине колеса ф. 4.97 ?m=35?

ZVn2==64/0,55•cos(74?18?)=429,84=430 (5.18)

относительное смещение по т.4.19 для Z1=18 и передаточному U=3,56 интерполяцией (для шестерни)

Принимаем для колеса xh1=-0,31; xh2=+0,31-для шестерни

Коэффициент формы зуба колеса по т.4.13:YF2=3,63 (x=-0,31 ZVn=430)

Ширина венца ф.4.88 : b'=0,285·Re

Внешнее конусное расстояние ф.4.87

Re==450/2•v1+(1/3,55?)=233,76 мм (5.19)

b'=0,285•233,76=66,6 мм

Принимаем b=71 стр. 51

По т. 4.18 коэффициент ?F=0,85+0,043·Uкон=0,85+0,043·3,556=1,003

Окружная сила по ф.4.94

Ft==2•6329,11•103/0,857•450=32823,1 Н (5.20)

Коэффициент долговечности ф. 4.14 для зубьев улучшенных.

(5.21)

KFE=0,818 (для 6-й степени считали раньше)

N=3,15•106 (считали раньше)

NFG=4•106 база стр.83

KFD =0,818•v3,15•106/4•106=0,7861

Коэффициент нагрузки ф. 4.26:

KFE=KF?·KF?·KFv (5.22)

KF?=1 при 9-й степени точности стр.92

Коэффициент концентрации ф. 4.33

KF?=?1,08 (5.23)

Начальный коэффициент по т.4.8 (схема 2; а;) =0,612 раньше считали;

K0F?=2,01

KF?=v2,01•(1-0,475)+0,475=1,2370

Коэффициент динамичности т.4.12 (для Vm=0,151 м/сек 9-я степень; а; знаменатель) KFv=1,04, тогда

KF=1•1,237•1,04=1,2865

Напряжение:

?F2=3,63•1,17•32823,1•0,7861•1,2865/7,03•71•1,003=281,61 МПа

Допускаемое напряжение по т.4.6 и ф.4.24

=293,6 МПа (5.24)

Превышение до 5 %:

=(293,6-281,61)/293,6•100%=4,08% проходит.

5.5.1 Проверка статической прочности колеса

Наибольшее допускаемое напряжение т.4.6

[?]F2max=2,7·HB2=2,7·285,5=770,85 (5.25)

Действительное максимальное напряжение ф. 4.57

?F2max=?F2·=281,61•1,4/0,7861=501,53 т.е. проходит<770

5.6 Проверка прочности зубьев шестерни на изгиб

ф. 4.99: ?1=90?-?2=90?-74?18?=15°42?

Биэквивалентное число зубьев:

ZVn1==18/(0,55•cos 15°42?)=34 (5.26)

коэффициент формы зуба по т.4.13

(ZVn1=34, xn1=+0,22) YF1=3,595 интерполяцией.

Напряжение изгиба в шестерне:

?F1= (5.27)

?F1=3,595•1,17•32823,1•1,1526•1,2865/7,03•71•1,003=408,92 МПа

KFD=KFE·?1 (5.28)

KFD=0,875•?v11,19•106/4•106=1,1526 (5.29)

KFE=0,818 (для 6-й степени считали).

N=t?·60·n5·c=7008·60·26,62•1=11,19•106

(для 9-й степени считали).

Допускаемое напряжение по т.4.6 и ф.4.24 для HRC=48?53.

[?]F1=?Flim10=420 МПа (5.30)

Проходит>408,92

5.6.1 Проверка статической прочности

Наибольшее допускаемое напряжение т.4.6:

[?]F1max=1400

Действительное:

[?]F1max=?F1·=408,92•1,4/1,1526=496,69ё (5.31)

Проходит.

5.7 Геометрический расчет

Z1=18; Z2=64; dе2=450; U=3,556; Re=233,76; в=71; ?m=35?; xn1=0,31; ?1=15°42', ?2=74?18'

Число зубьев плоского колеса ф.4.101.

Zc==v182+642=66,48 (5.32)

Среднее конусное расстояние ф.4.103.

R=Re-0,5в=233,76-0,5•71=198,26 (5.33)

Расчетный модуль в среднем сечении ф.4.104.

mnm==2•198,26•0,81915/66,48=4,89 (5.34)

Высота головки зуба в расчетном сечении ф.4.105:

hа1=(1+хh1)·mnm=(1+0,31)•4,89=6,4059 мм

hа2=(1+хh1)·mnm=(1-0,31)•4,89=3,3741 мм

Высота ножки зуба в расчетном сечении ф.4.106:

hf1=(1,25-хh1)·mnm=(1,25-0,31)•4,89=4,5966 мм

hf2=(1,25+хh1)·mnm=(1,25+0,31)•4,89=7,6284 мм

Угол ножки зуба ф.4.107:

?F1=arctg =arctg (4,5966/198,26)=arctg (0,0232)=1°20'

?F2=arctg =arctg (7,6284/198,26)=arctg (0,0385)=2°12'

Угол головки зуба ф.4.108:

?a1=?f2=2°12'

?a2=?f1=1°20'

Угол конуса вершин ф.4.109:

?a1=?1+?a1=15°42'+2°12'=17°54'

?a2=?2+?a2=74°18'+1°20'=75°38'

Угол конуса впадин ф. 4.110

?f1=?1+?f1=15°42'-1°20'=17°02'

?f2=?2+?f2=74°18'-2°12'=76°30'

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец ф.4.112.

?hae1=0,5·b·tg ?a1=0,5•71•tg2°12'=1,3632 мм

?hae2=0,5·b·tg ?a2=0,5•71•tg1°20'=0,93482 мм

Внешняя высота головки зуба ф.4.111:

hae1=ha1+?hal1=6,4059+1,3632=7,7691 мм

hae2=ha2+?hal2=3,3741+0,93482=4,3089 мм

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец ф.4.114:

?hfe1=?hae1=0,93482 мм

?hfe2=?hae2=1,3632 мм

Внешняя высота ножки зуба ф.4.113:

hfe1=hf1+?hfe1=4,5966+0,93482=5,5314 мм

hfe2=hf2+?hfe2=7,6284+1,3632=8,9916 мм

Внешняя высота зуба ф.4.115:

hE=hae1+hfe1=hae2+hfe2=13,3005 мм

Диаметр основания конуса шестерни ф.4.116:

de1=de2·=450•18/64=126,56 мм

Можем выполнить вал шестерню, т.к. предельный диаметр заготовки у нас 200 мм, стр.87, а диаметр вершин зубьев ф.4.117:

de1=de+2·hae1·cos ?1=126,56+2•7,7691•cos15?42'=141,519 мм

dуа2=de2+2·hae2·cos ?2=450+2•4,3089•cos74?18'=452,332 мм

Диаметр впадин зубьев ф.4.118:

dfe1=de1-2·hfe1·cos ?1=126,56-2•5,5314•cos15?42'=118,264 мм

dfe2=de2-2·hfe1·cos ?2=450-2•8,9916•cos74?18'=445,134 мм

5.8 Силы в зацеплении конических передач

Окружная сила ф.4.94: Ft=32823,1 Н - ранее. Примем правый наклон зуба шестерни и направление ее вращения по часовой стрелке (табл.4.20).

Осевая сила на шестерне ф.4.119:

Fa1=Ft·?a, (5.35)

где ?а по т.4.20

?а=0,444·sin ?1+0,7·cos ?1=0,444•sin15?42'+0,7•cos15?42'=0,79404

Fa1=32823,1•0,79404=26062,9 Н

Радиальная сила на шестерне ф.4.120:

Fr1=Ft·?r, где ?r по т.4.20

?r=0,444·cos ?1-0,7·sin ?1=0,444•cos 15?42'-0,7•sin15?42'=0,23802

Fr1=32823,1•0,23802=7812,6 Н

Осевая сила на колесе:

Fa2=-Fr1=-7812,6 Н (5.36)

Радиальная сила на колесе:

Fr2=-Fa1=-26062,9 Н (5.37)

6. Ориентировочный расчет вала червяка

В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (Рис. 4).

Рисунок 4. Конструктивная схема вала червяка

Диаметр выходного конца вала:

d???v16•87640/(3,14•20)=28,16 мм (6.1)

Принимаем d=30 мм. Диаметр под манжету dм=35 мм, Д=55 мм, В=10 мм.

Диаметр резьбы под гайку стопорную стр.328: М39?1,5, Д=60 мм, Н=10 мм.

Размеры шайбы стопорной стр.329: толщина S=1,6 мм.

Диаметр вала под подшипник: dп=45 мм.

Принимаем подшипник средней серии № 7309 Д=100 мм, Т=27,5, В=26, С=83 кН, С0=60 стр.539.

Переходной диаметр d2=55.

Диаметр вала под радиальный подшипник № 409: dп=45, Д=120, В=29, С=76,1, С0=45,5.

Выбираем размеры шпонки стр.302, для диаметра d=30:

в=10, h=8, t1=5, t2=3,3.

Рассчитываем рабочую длину шпонки стр.304:

lp>=2•87640/(30•(8-5)•80,0)=22,82=23 мм (6.2)

где [?]см- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступицы и спокойной нагрузке 80…120 МПа; при чугунной вдвое меньше.

Общая длина:

lш=lp+в=23+10=33 мм (6.3)

принимаем общую длину lш=36 из ряда.

Длина вала под шкив будет: L+10 мм=36+10=46 мм.

По полученным размерам на миллиметровке прочерчиваем эскизную проработку узла червяка (конструируем).

7. Ориентировочный расчет промежуточного и тихоходного вала редуктора

В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (Рис. 5).

Рисунок 5. Конструктивная схема промежуточного и тихоходного вала редуктора

Схема уточняется в процессе расчета и конструирования.

7.1 Тихоходный вал

Диаметр выходного конца:

d???v16•1905380/(3,14•18)?81,39 мм

T4=1905,38 Н·м=1905380 Н·мм, [?]=18 для вала из стали 45. Принимаем d=85 мм.

Диаметр под сальник dс=90 с учетом того, что на выходной конец насаживается полумуфта.

Диаметр под подшипник dп=95. Принимаем радиальный шарикоподшипник № 319 средней серии Д=200, В=45, Сдин=153 кН,

Сстат=110 кН. стр. 531.

Диаметр под зубчатое колесо dк=100.

Диаметр буртика колеса dб=105.

Зазор между шестерней и корпусом: ?2=0,8·? стр.418, где

толщина стенки корпуса ?=2·?6 ф.14.3, где

максимальный момент на тихоходном валу:

Tmax=TH·m·i·?=·m·i·?, ф.14.1

где Pн- номинальная мощность двигателя, Pн=7,5 кВт=7500 Вт; ?=152,29 рад/сек

m=2 кратность пускового момента к номинальному т.2.2;

i=Uрем·Uзуб·Uчерв=2,169•4•6,3=54,659

?=?муф·?зуб·?черв·?кон·?рем=0,99•0,96•0,9•0,95=0,81

Тmax=7500/152,29•2•54,659•0,81=4360,804 Н·м

?=2•4v0,1•4360,804=9,14 мм, принимаем ?=10

?2=0,8·?=0,8·10=8 мм

Зазор между вершинами зубьев колеса и корпусом

?3=1,25·?=1,25•10=12,5=13 мм

Размер шпонки выходного конца вала ф.90: d=85, в=25, h=14, t1=9, t2=5,4.

Рабочая длина шпонки:

lp>=2•1905380/85•(14-9)•80=112,08 мм

Общая длина шпонки

lш=lp+112,08+25/2=124,58 мм

Примем по ряду стр. 302 lш=125

Расчетная длина вала (уточняется по принятой муфте)

lв=125+5=130 мм.

Размеры шпонки под колесо для ф. 105: d=100, b=28; h=16; t1=10; t2=6,4

Рабочая длина шпонки:

lp>=2•1905,38•950/100•(16-10)•120=50,28 мм

Общая длина шпонки:

lш=lp+в=50,28+28=78,28 мм

Принимаем по ряду lш=80 мм

7.2 Промежуточный вал

Определяем диаметр вала под червячным колесом:

d??=v16•496950/3,14•19=51,1 мм

Принимаем d=52 мм стр. 296, где T3=496,95 Н·м=496950 Н·мм.

[?]=19 для стали шестерни 40Х.

Подбираем шпонку для d=52 мм: b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм, t2=4,3

Рабочая длина

lp>=2•496950/52•(10-6)•120=39,82 мм

Общая длина lш=lp+в=39,82+16=55,82 мм

Принимаем lш=56 мм по ряду стр. 303

Назначаем диаметр под втулку 51; и под подшипник 50.

Принимаем подшипник № 7310: d=50; Д=110; T=29,5; B=29; с=23; C=100 кН; С0=75,5 кН.

Другие диаметры назначаем конструктивно 62 и 60.

Длины вала x1 и x2 назначаются после конструктивной проработки (прочерчивания) на миллиметровке. В том числе прочерчивается и вид сбоку (справа) редуктора.

7.3 Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса

Для зубчатого:

диаметр ступицы:

Дст=1,5·dв+10=1,5•100+10=160=160 мм

толщина обода:

?0=2,5·mn+2=2,5·4+2=12=12 мм

Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса показана на рис. 6.

Рисунок 6. Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса.

Для червячного колеса: стр. 431:

Dст=1,5·dв+10=1,5•52+10=88=88 мм

?0=2,5·m+2=2,5•10+2=27 мм

2·m+1=2•10+1=21 мм

d==50/4=12,5 мм

h==13/2=6 мм

Ra=30

Rf=52

7.4 Выбор и конструирование крышек для подшипников

На тихоходный вал принимаем в качестве сквозной крышки: крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (по ГОСТ 11641-73) стр. 166 [4];

Крышка 2-200 х 97 ГОСТ 11641-73.

В качестве глухой крышки: торцовую глухую крышку cтр. 149 [4]:

Крышка 22-200 ГОСТ 18511-73

На промежуточный вал : торцовые глухие крышки стр. 149 [4]:

Крышка 22-110 ГОСТ 18511-73

Т.к. межосевое расстояние между валами мало для наружных диаметров крышек, то выполняются лыски:

Если же и это не проходит, то

Конструируем закладные крышки,

Рекомендации стр. 338 и 438.

Конструкция крышек для подшипников показана на рис. 7.

Рисунок 7. Конструкция крышек для подшипников

8. Выбор муфты

Расчетный вращающий момент ф. 15.2.

Тр=kрТном4 (8.1)

kр=1,5-коэффициент режима работы для цепного транспорта т. 15.1.

Тном4-номинальный вращающий момент на 4-м валу, который можно определить

Тном4=·?рем·?черв·?зуб=7500/2,79•0,95•0,9•0,96=2206,452Н·м (8.2)

Рном=7,5 кВт - номинальная мощность двигателя.

Тр =1,52206,452=3309,678 Н·м.

Для данных нагрузок и скоростей подходят муфты: кулачково-дисковые по ГОСТ 20720-75, цепные по ГОСТ 20742-81, зубчатые по ГОСТ 5006-55.

Цепные т.15.3 не проходят по нашим характеристикам Тр=3309,678 Н·м и d=85 мм.

Зубчатая тоже не подходит, поэтому проверяем параметры кулачково-дисковой стр. 198 [4]. Принимаем муфту: Тр=3309,678 Н·м; d=85 мм.; пmах=4000; c=3,5 тип 1 исполнение 2, ряд 2, т.е.: L=280; l=130; D1=310

Длина вала под полумуфту будет (280-5):2=137,5 мм.

Ранее рассчитанные размеры Lр=112,08 мм.

Поэтому принимаем материал шпонки [?]см=120 МПа, тогда рабочая длина Lр=48,18 мм; общая длина Lш=48,18+(25/2)=60,7. Принимаем по ряду Lш=63 и длина вала L=71.

Остальные параметры: Анурьев В.И. Издание 4, том 2, стр. 116-118.

По рекомендациям стр. 178-179 (Левятов Д. С. Расчеты и конструирование Д. М.)

D1=(2,5?3)·d=2,75•85=233,75=250 мм

DC=1,6·d+10=1,6•85+10=146=160 мм

h=(0,3?0,45)·d=0,4•85=34 мм

Размеры проверяем по допускаемому давлению на поверхности выступов.

Pmax=?[p] (8.3)

Pmax=12•3309,678/(0,034•(2•0,25+0,09)•(0,25-0,09))=12101752 Па=12 МПа

[Р]=(1015) МПа для стальной герметически не обработанной муфты;

[Р]=(1530) МПа для закаленной, стальной, работающей со смазкой муфты.

Принимаем первую.

Конструкция муфты показана на рис. 8.

Рисунок 8. Конструкция муфты

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверка тихоходного вала на сопротивление усталости

9.1.1 Расчетная схема

Ft=10632,7 H-окружное усилие

Fr=3853,1 H-радиальное усилие

Тu=1905,38 Н·м-крутящий момент на валу.

Fk=13·=13•3v1905,382=1998,01 Н - радиальная сила от муфты, приложена в середине под полумуфтой, направление как у Ft.

9.1.2 Определение опорных реакций в вертикальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов

?МD=0

FK·410-RBв·287,5+Ft·215=0

RBв=(1998•410+10632,7•215)/287,5=10801 Н

?МB=0

FK·122,5-Ft·72,5+RDв·287,5=0

RDв=(10632,7•72,5-1998,01•122,5)/287,5=1830 Н

Проверка:

-FK+RDв+RBв-Ft=0

-1998+1830+10801-10632,7=0

Изгибающие моменты:

В точке В:

МuB=-Fk·122,5·10-3=-1998,01•0,1225=-245 Н·м

В точке Г:

МuГ=RDв•215•10-3=1830•0,215=393 Н·м

9.1.3 Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов

?МD=0

RBг·287,5-Fr·215=0

RBг=3853,1•215/287,5=2881,4 Н

?МB=0

Fr·72,5-RDГ·287,5=0

RDг=3853,1•72,5/287,5=971,7 Н

Проверка:

-RBг+Fr-RDг=0

-2881,4+3853,1-971,7=0

Изгибающие моменты: в точке Г

МuГ=-RBг•72,5•10-3=2881,4•72,5•10-3=-208,9 Н·м

9.1.4 Построение эпюры суммарных изгибающих моментов для горизонтальной и вертикальной плоскостей

Эпюра суммарных изгибающих моментов показана на рис. 9.



Рисунок 9. Эпюра суммарных изгибающих моментов

Суммарная точка это точка Г:

Мu?==v3932+-2452=463,1 Н·м

9.1.5 Построение эпюры крутящих моментов Т4=2572,9 Н·м

В соответствии с эпюрами Мu? и Mкр опасным сечением, подлежащим проверке на сопротивление усталости является сечение Г. Здесь два концентратора напряжений: шпоночная канавка и посадка с натягом. Доминирующее значение имеет шпоночная канавка, поэтому в расчет принимаем ее.

9.1.6 Расчет на сопротивление усталости

Принимаем материал вала сталь 45: по т.4.5- длина любая, диаметр любой, ?в=600 МПа, нормализация, НВсердцевины=179-207, ?Т=320 МПа.

Общий коэффициент запаса прочности стр.297:

S= (9.1)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(9.2)

По касательным:

(9.3)

Предел выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения стр. 297 для нашей стали:

?-1=0,43·?в=258 МПа

?-1=0,58·?-1=0,58·258=149,64 МПа

Эквивалентные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении k?=1,6; k?=1,635-принимаем для валов со шпоночными канавками стр. 300 интерполяцией для стали ?в=600 МПа.

Масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений стр. 298 принимаем по т.11.6: ??=0,7; ??=0,59.

?-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем ?=1, стр. 298.

Коэффициенты ??=0,05; ??=0 принимаем по данным стр. 299.

Амплитуда циклов нормальных напряжений (стр. 298) для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при изгибе (стр. 300).

?а= (9.4)

Wнетто= (9.5)

Wнетто=3,14•0,1003/32-0,028•0,01•(0,100-0,01)2/2•0,100=0,000087 м3

?а=463,1/0,000087=5322989 Па=5,32 МПа

Амплитуда циклов касательных напряжений стр.299 для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при кручении (стр.300).

?а= (9.6)

Wкнетто= (9.7)

Wкнетто=3,14•0,1003/16-0,028•0,01•(0,100-0,01)2/2•0,100=0,000185 м3

?а=1905,38/(2•0,000185)=5149676Па=5,15 МПа

Среднее напряжение нормальных напряжений:

?m==0 (9.8)

Поэтому:

S?=258•106/(1,6/(1•0,7))•5,32•106+0,05•0=21,22

S?=149,64•106/(1,635/0,59)•5,15•106=10,485

S=21,22•10,485/v21,222+10,4852=9,40-коэффициент запаса

Допускаемое S=2,5?3 т.е. проходит.

9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

n4=n5=26,62 об/мин (9.9)

Значит, проверяем по динамической грузоподъемности (при n>10 об/мин).

Номинальная долговечность в часах:

Lh= (9.10)

p=3 для шарикоподшипников;

n=26,62 об/мин;

с=153 кН- динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу стр.351 (№ 319);

p=Fr·V·кб·кm-эквивалентная нагрузка;

V=1-коэффициент вращения колец подшипника;

Кб=1,5-т.12.27 для редукторов;

Кт=1,05-для температуры 125?;

Fr==v108012+2881,42=11179 Н (9.11)

Lh=106/(60•26,62)•(153000/(11179•1•1,5•1,05))3=410840 час

При годовой работе 7008 часов ресурс работы 59 года=410840/7008.

10. Расчет размеров корпуса редуктора и элементов редуктора

Смотри стр.413-454 [1], стр.210-230 [3], стр.240-251 [3], стр.477-481 [5].

Рекомендуемые зависимости приведены на примере одноступенчатого редуктора по корпусу (Рис. 10):

Рисунок 10. Одноступенчатый редуктор

dб=?10 мм

к=2,7·dб

dф=1,25·dб или=0,036·а+12

h1-принимается после прочерчивания

Число фланцевых болтов dф при межосевом расстоянии:

-а=100?350 п=4

-а=400?500 п=6

Диаметры фланцевых болтов даны в таблице 1.

Таблица 1. Диаметры фланцевых болтов

Диаметр болта dс	М6	М8	М10	М12	М14	М16	М18	М20	М24
d4	14	17	20	26	28	32	36	38	45

Геометрические параметры редуктора сведены в таблицу 2.

Таблица 2. Геометрические параметры редуктора

Толщина стенки	?, ?1	?=0,25·a+1 мм ?1=0,02·a+1 мм ?min=7 мм
Зазор между стенкой и вращающимися деталями	a1	(3?6)m
Диаметр винтов крышки смотрового люка	d3	0,5d?M6
Ширина платика смотрового люка		(2,0-2,2)d3
Толщина фланцев	b, b1	b=1,5·?, b1=1,5·?1
Наружный диаметр крышки подшипника	Dкр	D=(4,0-4,4)d'
Диаметр прилива	D?	Dкр+(5-6) мм
Расстояние от края расточки до оси болта	l	(1,0-1,2)dc
Расстояние между осями болтов	a?	(1,1-1,2)dc
Расстояние между болтами на фланцах	lв	(10-12)d
Толщина проушины	S	(1,5-2,0)·?1
Диаметр отверстия в проушине	dn	(1,5-2,0)·?1
Радиус подъёмных крючьев	R'	(1,5-2,0)·?
Ширина подъёмных крючьев	h	(2,0-3,0)·?
Диаметр фиксирующих штифтов	dшт	(0,7-0,8)·d

По принятым расчетным параметрам прочерчивается редуктор.

11. Ориентировочный расчет конической вал-шестерни

В соответствии с рекомендациями стр.316-321 разрабатываем следующую конструктивную схему (рис. 11).

Рисунок 11. Конструктивная схема

Ход расчета ориентирован на предыдущие рекомендации диаметр вала по муфте и конической шестерни по размерам предыдущих расчетов.

Диаметр под сальник dc=100

Диаметр под резьбу: гайки круглые шлицевые ГОСТ 11871-66, М=105х2.

Диаметр под подшипник №7522 d=110, D=200, Т=56, В=53, С1=46, стр.134[4].

Конструкция крышек ориентируется на стр.116[4].

Схема подшипников (Рис. 12): установка стр. 436[1], L=(2-2,5)l).

Рисунок 12. Схема подшипников

Размер к принять конструктивно.

По принятым расчетным параметрам прочерчивается узел вал- шестерни.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Был спроектирован привод к вертикальному валу цепного конвейера.

Произведен расчет на прочность. Удовлетворяет предъявленным требованиям. Выполнены чертежи составляющих редуктора. Поставленная цель достигнута. Задание выполнено.

Список использованной литературы

1. Чернавский С. А. «Проектирование механических передач» 1984 г.

2. Куклин Н. Г. «Детали машин» 1984 г.

3. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 1991г.

4. В. И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» т. 2, 1978 г.

5. В. И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроит

Размещено на Allbest.ur