3216

Проектирование привода ленточного транспортера для конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Задание на курсовой проект. Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя. Мощность на выходе. Требуемая мощность электродвигателя. Частота вращения приводного вала редуктора. Определение обще...

Русский

2015-01-15

1002 KB

12 чел.

Задание на курсовой проект.


СОДЕРЖАНИЕ

1. Кинематический расчет привода. 5

1.1.Выбор электродвигателя. 5

1.1.1. Мощность на выходе. 5

1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя 5

1.1.3 Частота вращения приводного вала редуктора 5

1.2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням. 6

1.2.1 Общее передаточное число привода. 6

1.2.2 Передаточное число редуктора. 6

1.2.3 Передаточное число быстроходной ступени редуктора. 6

1.2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора. 6

1.3.Определение чисел оборотов валов. 6

1.3.1 Частота вращения вала колеса тихоходной ступени редуктора. 6

1.3.2 Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени редуктора(вала колеса быстроходной ступени). 6

1.3.3 Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени редуктора. 6

1.4.Определение вращающих моментов на валах привода. 6

1.4.1 Вращающий момент на приводном валу. 6

1.4.2 Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора. 7

1.4.3 Момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени) редуктора. 7

1.4.4 Момент на валу шестерни быстроходной ступени. 7

2. Проектирование редуктора. 7

2.1. Расчёт колёс тихоходной ступени. 7

2.1.1. Выбор материала и термообработки. 7

2.1.2. Допускаемые контактные напряжения. 7

2.1.3. Допускаемые изгибные напряжения. 8

2.1.4. Диаметры колёс и межосевое расстояние. 9

2.1.5. Модуль передачи. 10

2.1.6. Диаметры колес. 10

2.2. Проверочный расчёт колёс тихоходной ступени. 10

2.2.1. Проверочный расчёт на контактную выносливость. 10

2.2.2. Проверочный расчёт на изгибную выносливость. 12

2.3. Расчёт колёс быстроходной ступени. 13

2.3.1. Выбор материала и термообработки. 13

2.3.2. Допускаемые контактные напряжения. 13

2.3.3. Допускаемые изгибные напряжения. 14

2.3.4. Диаметры колёс и межосевое расстояние. 15

2.3.5. Модуль передачи. 15

2.3.6. Диаметры колес. 15

2.3.7. Эквивалентные колеса. 16

2.4. Проверочный расчёт колёс быстроходной ступени. 16

2.4.1. Проверочный расчёт на контактную выносливость. 16

2.4.2. Проверочный расчёт на изгибную выносливость. 17

3. Конструирование валов и зубчатых колес. 18

3.1. Муфта для соединения вала электродвигателя с редуктором. 18

3.2. Диаметр быстроходного вала. 18

3.3. Диаметр промежуточного вала. 19

3.4. Диаметр тихоходного вала. 19

3.5. Расстояния между деталями передач. 20

3.6. Размеры участков валов, зубчатых колес и шестерен. 20

3.6.1. Быстроходный вал. 20

3.6.2. Промежуточный вал. 21

3.6.3. Тихоходный вал. 21

4. Расчет шпоночных соединений. 21

4.1. Муфта и быстроходный вал. 21

4.2. Промежуточный вал и колесо. 22

4.3. Муфта и тихоходный вал. 23

4.4. Тихоходный вал и колесо. 23

5. Расчет подшипников. 25

5.1. Быстроходный вал. 25

5.2. Тихоходный вал. 28

5.3. Промежуточный вал. 31

6. Расчет валов на прочность. 34

6.1. Быстроходный вал. 34

6.1.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов. 35

6.1.2. Опасные сечения вала. 35

6.1.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала. 36

6.1.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям. 37

6.1.5. Опасные по усталости сечения вала. 37

6.1.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 3. 37

6.2. Промежуточный вал. 39

6.2.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов. 40

6.2.2. Опасные сечения вала. 40

6.2.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала. 41

6.2.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям. 42

6.2.5. Опасные по усталости сечения вала. 42

6.2.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 2. 42

6.3. Тихоходный вал. 45

6.3.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов. 46

6.3.2. Опасные сечения вала. 46

6.3.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала. 46

6.3.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям. 48

6.3.5. Опасные по усталости сечения вала. 48

6.3.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 1. 48

7. Конструкция редуктора. 50

8. Выбор масла. 50

9. Техника безопасности. 51

Список литературы. 52

1. Кинематический расчет привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1. Мощность на выходе.

1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя

,

где hобщ - общий КПД привода

где hзп КПД зубчатой цилиндрической передачи, hзп = 0,97;       ([1], с.7)

hм – КПД муфты, hм = 0,98;             ([1], с.7)

hпк – КПД подшипников качения, hпк = 0,99;          ([1], с.7)

hпс – КПД подшипников скольжения, hпс = 0,98;          ([1], с.7)

hма – КПД перемешивания масла, hма = 0,98;

1.1.3 Частота вращения приводного вала редуктора

Передаточное число редуктора Uред предварительно примем равным 16, тогда частота вращения вала электродвигателя:

Выбираем электродвигатель АИР 112MA6/950: P=3 кВт; n=950 мин-1       ([1], с.459).

Недогрузка двигателя равна , что вполне допустимо. Двигатель имеет отношение . Диаметр вала двигателя 32 мм, длина вала 80 мм, ось расположена на высоте 112 мм над лапами крепления. Габаритные размеры мм.

1.2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.

1.2.1 Общее передаточное число привода.

1.2.2 Передаточное число редуктора.

1.2.3 Передаточное число быстроходной ступени редуктора.

            ([1], с.9)

Отклонение от стандартного номинального передаточного числа U=5,0 из 1-го ряда равно , что допустимо.     ([3], с.143)

1.2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора.

Отклонение от стандартного номинального передаточного числа U=3,15 из 1-го ряда равно , что допустимо.    ([3], с.143)

1.3.Определение чисел оборотов валов.

1.3.1 Частота вращения вала колеса тихоходной ступени редуктора.

1.3.2 Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени редуктора(вала колеса быстроходной ступени).

1.3.3 Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени редуктора.

1.4.Определение вращающих моментов на валах привода.

1.4.1 Вращающий момент на приводном валу.

1.4.2 Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора.

1.4.3 Момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени) редуктора.

1.4.4 Момент на валу шестерни быстроходной ступени.

2. Проектирование редуктора.

2.1. Расчёт колёс тихоходной ступени.

2.1.1. Выбор материала и термообработки.

Для изготовления колёс выберем сталь 45. При размере сечения не более 100 мм HB=182…240, σТ=450 МПа ([2], с.46). Термообработка для колеса и шестерни одинаковая – улучшение. Твёрдость зубьев после термообработки HB=180…350.

Таким образом, твёрдость для шестерни назначаем HB1=230;

        для колеса……………….HB2=185.

2.1.2. Допускаемые контактные напряжения.

        ([2], с.51)

Вначале определяем базовые пределы контактной и изгибной выносливости ([2], с.48):

 Коэффициент безопасности SH для шестерни и колеса одинаков      ([2], с.48):

SH =1,1.

 Определим коэффициент долговечности KHL. Для этого найдём эквивалентное число циклов нагружения для шестерни и для колеса, используя график нагрузки:

,                           ([2], с.54)

Где n – частота вращения, с – число зацеплений каждого зуба рассчитываемого колеса за один оборот и нагружений одной и той же стороны зуба. с=1.

Общее время работы:

,            ([1], с.14)

 где L – срок службы (L=5 лет); Kгод=0,6; Kсут=0,29.

.

 Из них время работы на первом режиме

          на втором………...

 Базовое число циклов нагружения:         ([2], с.51)

 Получаем, что и для колеса, и для шестерни базовое число циклов нагружения меньше эквивалентного, а значит KHL1=KHL2=1. Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

Так как разница твёрдости (HB1 HB2) < 70, то расчёт контактной выносливости зацепления необходимо проводить по более слабому звену – колесу.

 При перегрузках и пусковых режимах допускаемое контактное напряжение будет равно:

         ([2], с.48)

2.1.3. Допускаемые изгибные напряжения.

        ([2], с.55)

KFC – коэффициент реверсивности. KFC =1.

Коэффициент безопасности SF для шестерни и колеса одинаков      ([2], с.48):

SF =1,75.

Базовое число циклов нагружения:

.

Эквивалентное число циклов нагружения:

           ([2], с.56)

 Получаем, что и для колеса, и для шестерни базовое число циклов нагружения меньше эквивалентного, а значит KFL1=KFL2=1. Тогда допускаемые изгибные напряжения будут равны:

 При перегрузках и пусковых режимах допускаемое контактное напряжение будет равно:

        ([2], с.48)

2.1.4. Диаметры колёс и межосевое расстояние.

Диаметр шестерни:

,            ([2], с.36)

где  - коэффициент учёта концентрации.

Примем = 1,0, тогда =1,1.          ([2], с.30)

 =770 МПа1/3 для стальных прямозубых колёс.       ([2], с.37)

Диаметр колеса:

 Межосевое расстояние:

Для получения рациональной надёжной конструкции принимаем стандартное межосевое расстояние =125 мм. Чтобы выполнить колёса прямозубыми скорректируем диаметры колёс:

        ([2], с.19)

 2.1.5. Модуль передачи.

Примем z1=30, тогда

. Принимаем стандартный модуль m=4,0 мм.

 Ширину зубчатого колеса b принимаем равной 40 мм, чтобы получить рациональную конструкцию, ширину шестерни – 44 мм. 

2.1.6. Диаметры колес.

Делительные диаметры:

 Диаметры вершин зубьев:

 Диаметры впадин:

Высота зуба:

2.2. Проверочный расчёт колёс тихоходной ступени.

2.2.1. Проверочный расчёт на контактную выносливость.

 Действующее контактное напряжение:

,         ([2], с.35)

где  - коэффициент учёта неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

ZM  - коэффициент механических свойств материалов. Для стальных колёс ;

ZH – коэффициент формы сопряжённых поверхностей. Для 20°-ного зацепления . При β=0, ZH=1,76;

Zε – коэффициент учёта длины контактной линии зацепления. 

, где εα – коэффициент торцового перекрытия.

          ([2], с.23)

 Для нашего случая получаем:

 Окружная скорость в зацеплении:

        ([2], с.11)

Исходя из этого выбираем 8 класс точности.

              ([2], с.30)

              ([2], с.33)

 Получаем:

Следовательно, условие прочности по контактной выносливости выполнено. Недогрузка составляет , что находится в пределах нормы.

 Контактные напряжения при перегрузках и в момент пуска:

. Значит в этом случае условие прочности также выполнено.

2.2.2. Проверочный расчёт на изгибную выносливость.

Действующее контактное напряжение:

,          ([2], с.44)

где  - коэффициент формы зуба;

Kε - коэффициент точности зубчатых колёс (Kε=0,92…0,97);

- коэффициент динамического действия нагрузки.

;              ([2], с.43)

;              ([2], с.30)

;              ([2], с.32)

.

 Получаем:

.

. Следовательно, для колеса и шестерни условие изгибной выносливости выполнено.

 Изгибные напряжения при перегрузках и в момент пуска:

. Значит в этом случае условие прочности также обеспечено. Равнопрочность шестерни и колеса при номинальных нагрузках также обеспечена, так как .

2.3. Расчёт колёс быстроходной ступени.

2.3.1. Выбор материала и термообработки.

Для изготовления колёс выберем сталь 45. При размере сечения не более 100 мм HB=182…240, σТ=450 МПа ([2], с.46). Термообработка для колеса и шестерни одинаковая – улучшение. Твёрдость зубьев после термообработки HB=180…350.

Таким образом, твёрдость для шестерни назначаем HB1=300;

        для колеса……………….HB2=280.

2.3.2. Допускаемые контактные напряжения.

        ([2], с.51)

Вначале определяем базовые пределы контактной и изгибной выносливости ([2], с.48):

 Коэффициент безопасности SH для шестерни и колеса одинаков      ([2], с.48):

SH =1,1.

 Определим коэффициент долговечности KHL. Для этого найдём эквивалентное число циклов нагружения:

,                           ([2], с.54)

Общее время работы:

.

 Из них время работы на первом режиме

          на втором………...

 Базовое число циклов нагружения:         ([2], с.51)

 Получаем, что и для колеса, и для шестерни базовое число циклов нагружения меньше эквивалентного, а значит KHL1=KHL2=1. Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

Так как разница твёрдости (HB1 HB2) < 70, то расчёт контактной выносливости зацепления необходимо проводить по более слабому звену – колесу.

 При перегрузках и пусковых режимах допускаемое контактное напряжение будет равно:

         ([2], с.48)

2.3.3. Допускаемые изгибные напряжения.

        ([2], с.55)

KFC – коэффициент реверсивности. KFC =1.

Коэффициент безопасности SF для шестерни и колеса одинаков      ([2], с.48):

SF =1,75.

Базовое число циклов нагружения:

.

Эквивалентное число циклов нагружения:

           ([2], с.56)

 Получаем, что и для колеса, и для шестерни базовое число циклов нагружения меньше эквивалентного, а значит KFL1=KFL2=1. Тогда допускаемые изгибные напряжения будут равны:

 При перегрузках и пусковых режимах допускаемое контактное напряжение будет равно:

        ([2], с.48) 

2.3.4. Диаметры колёс и межосевое расстояние.

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояние принимаем такое же, как и для тихоходной ступени. a=125 мм.

Диаметр шестерни:

          ([2], с.19)

 Диаметр колеса:

 2.3.5. Модуль передачи.

. 

Если принять число зубьев на шестерне z1=27, то: .

 Приняв стандартный модуль mn=1,50 мм, получаем следующий угол косозубости:

 Число зубьев на колесе:

Ширину зубчатого колеса принимаем равной 25 мм, шестерни – 29 мм. 

2.3.6. Диаметры колес.

Делительные диаметры:

Диаметры вершин зубьев:

 Диаметры впадин:

Высота зуба:

2.3.7. Эквивалентные колеса.

Полуоси эллипсов:           ([2], с.21)

 Эквивалентные радиус и диаметр эллипса:       ([2], с.21)

 Эквивалентные числа зубьев:          ([2], с.22)

2.4. Проверочный расчёт колёс быстроходной ступени.

2.4.1. Проверочный расчёт на контактную выносливость.

 Действующее контактное напряжение:

,         ([2], с.35)

;

ZH ;

          ([2], с.23)

Для нашего случая получаем:

 Окружная скорость в зацеплении:

Исходя из этого выбираем 8 класс точности.

              ([2], с.30)

              ([2], с.33)

 Получаем:

Следовательно, условие прочности по контактной выносливости выполнено. Недогрузка составляет , что находится в пределах нормы.

 Контактные напряжения при перегрузках и в момент пуска:

. Значит в этом случае условие прочности также выполнено.

2.4.2. Проверочный расчёт на изгибную выносливость.

Действующее контактное напряжение:

,          ([2], с.44)

;              ([2], с.43)

;              ([2], с.30)

;              ([2], с.32)

.

 Получаем:

. 

. Следовательно, для колеса и шестерни условие изгибной выносливости выполнено.

 Изгибные напряжения при перегрузках и в момент пуска:

. Значит в этом случае условие прочности также обеспечено. Равнопрочность шестерни и колеса при номинальных нагрузках также обеспечена, так как .

3. Конструирование валов и зубчатых колес.

3.1. Муфта для соединения вала электродвигателя с редуктором.

Расчетный момент:           ([1], c. 334)

,

где  - коэффициент режима работы для приводов конвейеров;

- вращающий момент на валу электродвигателя.

Диаметр выходного вала электродвигателя .

Выберем по  упругую втулочно-пальцевую муфту, ([4], c. 314) которая выдерживает вращающий момент  с диапазоном диаметров d=32…38 мм.

3.2. Диаметр быстроходного вала.

Средний диаметр вала (предварительный):       ([2], c. 256)

 

мм

Примем  под выбранную нами муфту.

Диаметр участка вала под подшипник:

,

где  - высота заплечика.           ([1], c. 45)

Примем диаметр вала под подшипник      ([1], c. 459)

Диаметр базирования подшипника:

,

где  - координата фаски подшипника         ([1], c. 45)

3.3. Диаметр промежуточного вала.

Диаметр участка вала под зубчатое колесо

Диаметр базирования колеса:

,

где  - размер фаски колеса           ([1], c. 45)

Диаметр подшипника 1 при :

Диаметр базирования подшипника 1:

Диаметр подшипника 2 принимаем равным 40 мм;  диаметр базирования подшипника 2:

3.4. Диаметр тихоходного вала.

Для выходного вала выберем муфту упругую втулочно-пальцевую, которая выдерживает номинальный крутящий момент . Диапазон диаметров у этой муфты         ([4], c. 314)

Диаметр участка вала под подшипник:

              ([1], c. 46)

Примем .           ([1], c. 459)

Диаметр базирования подшипника:

              ([1], c. 45)

dБП подшипника 2 примем равным 72 мм.

Диаметр участка вала под зубчатое колесо:        ([1], c. 45)

,   

Диаметр базирования колеса:

3.5. Расстояния между деталями передач.

Зазор между колесом и стенкой корпуса:         ([1], c. 48)

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес      ([1], c. 48)

Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

3.6. Размеры участков валов, зубчатых колес и шестерен.

3.6.1. Быстроходный вал.

Ширина шестерни:                 ([1], c. 53)

Примем из стандартного ряда          ([1], c. 452)

Длина промежуточного участка:          ([1], c. 53)

Длина посадочного конца вала:          ([1], c. 53)

Примем             ([1], c. 452)

3.6.2. Промежуточный вал.

Ширина шестерни:

Диаметр ступицы:            ([1], c. 66)

Длина ступицы колеса:

3.6.3. Тихоходный вал.

Длина ступицы колеса:

Диаметр ступицы:

Длина посадочного конца вала:          ([1], c. 53)

Примем             ([1], c. 475)

Длина промежуточного участка:

4. Расчет шпоночных соединений.

4.1. Муфта и быстроходный вал.

Полумуфту следует установить на цилиндрическом конце вала диаметром d=32мм по переходной посадке H7/к6. Конец вала и ступица полумуфты выполнены длиной . Наибольший длительно действующий вращающий момент T=26,02 Нм. Коэффициент перегрузки . Материал вала – сталь 45, полумуфты СЧ20.

По диаметру вала d=32мм выбираем обыкновенную призматическую шпонку шириной b=10 мм; высотой h=8 мм; длиной ℓ=45 мм; с глубиной паза вала              ([1], c.476)

Рабочая длина шпонки:

Номинальное напряжение:            ([3], c.93)

Допускаемые напряжения в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при переходной посадке:            ([3], c.94)

Условие прочности на смятие шпоночного соединения:

Выбранная шпонка подходит.

4.2. Промежуточный вал и колесо.

Колесо устанавливаем на вал диаметром d=35мм с натягом по посадке H7/r6. Длина ступицы колеса . Наибольший вращающий момент Tmax=125,45Н∙м. Коэффициент перегрузки .

Материал вала и колеса – сталь 45.

По диаметру вала d=35мм выбираем обыкновенную призматическую шпонку  шириной b=10 мм, высотой h=8 мм, с глубиной паза вала , длиной    ℓ = 25 мм.              ([1], c.476)

Рабочая длина шпонки:

Номинальное напряжение:            ([3], c.93)

Допускаемые напряжения в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при посадке с натягом ступицы на вал:

             ([3], c. 94)

Условие прочности на смятие шпоночного соединения:

Выбранная шпонка подходит.

4.3. Муфта и тихоходный вал.

Полумуфту следует установить на цилиндрическом конце вала диаметром d=44 мм по переходной посадке H7/к6. Конец вала и ступица полумуфты выполнены длиной . Наибольший длительно действующий вращающий момент T=374,81 Нм. Коэффициент перегрузки . Материал вала – сталь 45, полумуфты СЧ20.

По диаметру вала d = 44 мм выбираем обыкновенную призматическую шпонку  шириной b=12 мм, высотой h = 8 мм, с глубиной паза вала , длиной ℓ = 70 мм.            ([1], c.476)

Рабочая длина шпонки:

Номинальное напряжение:             ([3],c.93)

Допускаемые напряжения в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при посадке с натягом ступицы на вал:

Условие прочности на смятие шпоночного соединения:

Выбранная шпонка подходит.

4.4. Тихоходный вал и колесо.

Колесо устанавливаем на вал диаметром d=63 мм с натягом по посадке H7/r6. Длина ступицы колеса . Наибольший вращающий момент

Tmax=374,81Н∙м. Коэффициент перегрузки . Материал вала и колеса – сталь 45.

По диаметру вала d = 63 мм выбираем обыкновенную призматическую шпонку  шириной b=18 мм, высотой h = 11 мм, с глубиной паза вала , длиной ℓ =45 мм.

Рабочая длина шпонки:

Номинальное напряжение:

Допускаемые напряжения в неподвижном соединении со стандартной шпонкой при посадке с натягом ступицы на вал:

Условие прочности на смятие шпоночного соединения:

Выбранная шпонка подходит.

5. Расчет подшипников.

5.1. Быстроходный вал.

Силы в зацеплении быстроходной передачи:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Частота вращения вала ; рабочая температура . Требуемый ресурс  при вероятности безотказной работы в обычных условиях, равной 0,9.

Радиальная сила от муфты:          ([3], c.317)

Подшипник легкой серии 208:    ([1], с.459)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

;

;

.

Проверка:

Реакции опор в вертикальной плоскости:

;

;

.

Проверка:

Радиальные нагрузки на подшипники:        ([1], c.119)

Осевые нагрузки на подшипники:

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 1:     ([1], c.115)

Коэффициент осевого нагружения:         ([1], c.111)

,

где; .         ([1], c.112)

при

Находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:     ([1], c.111)

;

();             ([1], c.115)

             ([1], c.116)

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 2:     ([1], c.115)

Наиболее нагруженным является первый подшипник.

Расчетный ресурс подшипника 1 при переменном режиме нагружения ([1], c.117):

(вероятность безотказной работы 90%)        ([1], c.117)

(обычные условия применения)

(шариковый подшипник)

Подшипник легкой серии 208 для быстроходного вала подходит.

5.2. Тихоходный вал.

Силы в зацеплении тихоходной передачи:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Частота вращения вала ; рабочая температура .

Радиальная сила от муфты:          ([3], c.317)

Подшипник легкой серии 211: ([1], с.459)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

;

;

.

Проверка:

Реакции опор в вертикальной плоскости:

;

Проверка:

Радиальные нагрузки на подшипники:        ([1], c.119)

Осевые нагрузки на подшипники:

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 1:     ([1], c.115)

Коэффициент осевого нагружения:         ([1], c.111)

,

где; .        ([1], c.112)

при

Находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:     ([1], c.111)

;

();             ([1], c.115)

;              ([1], c.116)

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 2:     ([1], c.115)

Наиболее нагруженным является второй подшипник.

Расчетный ресурс подшипника 1 при переменном режиме нагружения ([1], c.117):

(вероятность безотказной работы 90%)        ([1], c.117)

(обычные условия применения)

(шариковый подшипник)

Подшипник легкой серии 211 на позицию 1 для тихоходного вала подходит.

Расчетный ресурс подшипника 2 при переменном режиме нагружения ([1], c.117):

(вероятность безотказной работы 90%)        ([1], c.117)

(обычные условия применения)

(шариковый подшипник)

Подшипник легкой серии 211 на позицию 2 для тихоходного вала не подходит.

Примем подшипник тяжёлой серии 311:        ([1], с.459)

.

Коэффициент осевого нагружения подшипника:      ([1], c.111)

,

где; .        ([1], c.112)

при .

Подшипник тяжёлой серии 311 для тихоходного вала подходит.

5.3. Промежуточный вал.

Расчёт подшипников ведём, исходя из того, что оба подшипника одинаковые.

Силы в зацеплении:

окружная  ;

радиальная  ;

окружная .

Частота вращения вала ; рабочая температура .

Подшипник лёгкой серии 206: ([1], с.459)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

;

.

Проверка:

Реакции опор в вертикальной плоскости:

;

;

.

Проверка:

Радиальные нагрузки на подипники:        ([1], c.119)

Осевые нагрузки на подшипники:

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 1:     ([1], c.115)

Коэффициент осевого нагружения:         ([1], c.111)

,

где; .        ([1], c.112)

при

Находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:     ([1], c.111)

;

();             ([1], c.115)

;              ([1], c.116)

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника 2:     ([1], c.115)

Наиболее нагруженным является второй подшипник.

Расчетный ресурс подшипника 2 при переменном режиме нагружения ([1], c.117):

(вероятность безотказной работы 90%)        ([1], c.117)

(обычные условия применения)

(шариковый подшипник)

Подшипник легкой серии 206 для быстроходного вала подходит. Следовательно, подшипник лёгкой серии 208 тоже подходит.

6. Расчет валов на прочность.

6.1. Быстроходный вал.

Материал вала-шестерни выбран при расчете цилиндрической косозубой передачи (сталь 45).

Механические характеристики стали 45:        ([1], c.183) ; ; ; ;;

Реакции опор (см. п.  6.1):

;             ;

;           

Поперечная сила от муфты  и крутящий момент

6.1.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости на левом и правом конце:

участка :

участка :

участка :

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости на левом и правом конце:

участка :

участка :

участка : .

Суммарные изгибающие моменты:

участка :

участка :

участка :

Крутящие моменты на участках ,:

6.1.2. Опасные сечения вала.

Опасные сечения вала выбираем предположительно, учитывая 3 фактора: размеры поперечных сечений; эпюры суммарных изгибающих и крутящих моментов; концентраторы напряжений от резкого изменения поперечного сечения и от насажанных деталей.

Выбираем сечения 1, 3 и 5, учитывая эпюры суммарных изгибающих и крутящих моментов.

6.1.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала.

Изгибающие моменты находим по эпюре суммарных изгибающих моментов:

в сечении 1:

в сечении 3:

;

в сечении 5:

Крутящие моменты в намеченных сечениях вала

Моменты сопротивления сечений вала при изгибе  и кручении ([1], c.187):

в сечении 1: d=32 мм,

;

в сечении 3:

в сечении 5: ;   

Номинальные напряжения изгиба и кручения в сечениях вала:

 ;

 

 

Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой теории прочности:

6.1.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям.

Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям выполняем по сечению 1, в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение.

Напряжение в опасном сечении вала при кратковременной перегрузке  

Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала ([1], c.184):

Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям выполняется: .

6.1.5. Опасные по усталости сечения вала.

Для расчета вала на сопротивление усталости выбираем сечение 1. Выбор сечения 1 обусловлен тем, что большие номинальные напряжения в нем сочетаются с концентрацией напряжений от ступенчатого перехода.

6.1.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 3.

           ([1], c.188)

 , где Sσ , Sτ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости материала вала соответсвенно при изгибе и кручении с симметричным циклом : ,

Концентратор напряжений в сечении – ступенчатый переход. К концу вала применяется обтачивание чистовое (параметр шероховатости ).

Средние напряжения цикла и амплитуды напряжений:     ([1], c.188)

Пределы выносливости вала:

; , где KσD и KτD – коэффициенты снижения предела выносливости.

;    , где

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K и K – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K и K – коэффициенты влияния качества поверхности;

KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

           ([1], c.189, табл. 10.7)

           ([1], c.189, табл. 10.8)

При  ;  эффективные коэффициенты концентрации напряжений будут равны:

          ([1], c.190, табл. 10.10)

;     

;     

;    ,

Условие прочности сечения 1 по сопротивлению усталости выполняется:

6.2. Промежуточный вал.

Материал вала – сталь 45.

Механические характеристики стали 45:        ([1], c.183) ; ; ; ;;

Реакции опор (см. п.  6.3):

;           ;

;           

Крутящий момент

6.2.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости на левом и правом конце:

участка :

участка :

участка :

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости на левом и правом конце:

участка :

участка :  

участка : .

Суммарные изгибающие моменты:

участка :

участка :

        

участка :

Крутящие моменты на участках ,:

6.2.2. Опасные сечения вала.

Выбираем сечения 1, 2, 3, 5, учитывая эпюры суммарных изгибающих и крутящих моментов.

6.2.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала.

Изгибающие моменты находим по эпюре суммарных изгибающих моментов:

в сечении 1:

в сечении 2:

;

в сечении 3:

;

в сечении 5:

Крутящие моменты в намеченных сечениях вала:

Моменты сопротивления сечений вала при изгибе  и кручении :

в сечении 1: d=30 мм.           ([1], c.187)

;

в сечении 2:  шпонка шириной b=10 мм, высотой h=8 мм,

в сечении 3:

в сечении 5: ;   

Номинальные напряжения изгиба и кручения в сечениях вала:

 ;

 ;

 

 

Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой теории прочности:

6.2.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям.

Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям выполняем по сечению 2, в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение.

Напряжение в опасном сечении вала при кратковременной перегрузке  

Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала ([1], c.184):

Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям выполняется: .

6.2.5. Опасные по усталости сечения вала.

Для расчета вала на сопротивление усталости выбираем сечение 2. Выбор сечения 2 обусловлен тем, что большие номинальные напряжения в нем сочетаются с концентрацией напряжений от шпоночного паза.

6.2.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 2.

           ([1], c.188)

 , где Sσ , Sτ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости материала вала соответсвенно при изгибе и кручении с симметричным циклом : ,

Концентратор напряжений в сечении – шпоночный паз. К участку вала под колесо применяется шлифование чистовое (параметр шероховатости ).

Средние напряжения цикла и амплитуды напряжений:     ([1], c.188)

Пределы выносливости вала:

; , где KσD и KτD – коэффициенты снижения предела выносливости.

;    , где

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K и K – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K и K – коэффициенты влияния качества поверхности;

KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

           ([1], c.189, табл. 10.7)

           ([1], c.189, табл. 10.8)

При выполнении шпоночного паза концевой фрезой эффективные коэффициенты концентрации напряжений будут равны:

          ([1], c.190, табл. 10.11)

;     

;     

;    ,

Условие прочности сечения 1 по сопротивлению усталости выполняется:

6.3. Тихоходный вал.

Материал вала – сталь 45.

Механические характеристики стали 45:        ([1], c.183) ; ; ; ;;

Реакции опор (см. п.  6.3):

;            ;

;           .

Крутящий момент

6.3.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости на правом и левом конце:

участка :

участка :

участка :

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости на правом и левом конце:

участка :

участка :

участка : .

Суммарные изгибающие моменты:

участка :

участка :

        

участка :

Крутящие моменты на участках ,:

6.3.2. Опасные сечения вала.

Выбираем сечения 1, 2, 3, учитывая эпюры суммарных изгибающих и крутящих моментов.

6.3.3. Эквивалентные напряжения в сечениях вала.

Изгибающие моменты находим по эпюре суммарных изгибающих моментов:

в сечении 1:

в сечении 2:

;

в сечении 3:

;

Крутящие моменты в намеченных сечениях вала:

Моменты сопротивления сечений вала при изгибе  и кручении ([1], c.187):

в сечении 1: d=63 мм, шпонка шириной b=18 мм, высотой h=11 мм,

в сечении 2:

в сечении 3:

Номинальные напряжения изгиба и кручения в сечениях вала:

       ;

       ;

        

Эквивалентные напряжения в сечениях вала по четвертой теории прочности:

6.3.4. Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям.

Расчет вала на сопротивление пластическим деформациям выполняем по сечению 1, в котором возникает наибольшее эквивалентное напряжение.

Напряжение в опасном сечении вала при кратковременной перегрузке  

Коэффициент запаса по пределу текучести материала вала ([1], c.184):

Условие прочности вала по сопротивлению пластическим деформациям выполняется: .

6.3.5. Опасные по усталости сечения вала.

Для расчета вала на сопротивление усталости выбираем сечение 1. Выбор сечения 1 обусловлен тем, что большие номинальные напряжения в нем сочетаются с концентрацией напряжений от шпоночного паза.

6.3.6. Расчет вала на сопротивление усталости по сечению 1.

           ([1], c.188)

 , где Sσ , Sτ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости материала вала соответсвенно при изгибе и кручении с симметричным циклом : ,

Концентратор напряжений в сечении – шпоночный паз. К участку вала под колесо применяется шлифование чистовое (параметр шероховатости ).

Средние напряжения цикла и амплитуды напряжений:     ([1], c.188)

Пределы выносливости вала:

; , где KσD и KτD – коэффициенты снижения предела выносливости.

;    , где

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K и K – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K и K – коэффициенты влияния качества поверхности;

KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

           ([1], c.189, табл. 10.7)

           ([1], c.189, табл. 10.8)

При выполнении шпоночного паза концевой фрезой эффективные коэффициенты концентрации напряжений будут равны:

          ([1], c.190, табл. 10.11)

;     

;     

;    ,

Условие прочности сечения 1 по сопротивлению усталости выполняется:

7. Конструкция редуктора.

Толщина стенки и крышки редуктора:

        ([1], c.289)

         ([1], c.293)

Радиусы сопряжений стенок:

           ([1], c.290)

Высота платиков:           ([1], c.291)

Смещение опорных платиков С=4 мм.         ([1], c.291)

Диаметр болтов крепления крышки редуктора:

         ([1], c.297)

Примем болты , т.е. с резьбой М10.

Диаметр болтов крепления редуктора к раме:

          ([1], c.301)

Примем болты , т.е. с резьбой М14.

Число болтов при межосевом расстоянии :     ([1], c.301)

8. Выбор масла.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей, детали должны иметь надежное смазывание.

В зависимости от рассчитанного контактного напряжения  и окружной скорости  выбираем сорт масла с кинематической вязкостью ([1], c.198, табл. 11.1), а именно масло И –Г – А – 32 для зубчатых колес, при 40° С ([1], c.198, табл. 11.2).

Минимальное погружение колеса тихоходной ступени:

          ([1], c.198)

Максимальное погружение:

Так как в масло необходимо погрузить и колесо быстроходной ступени, то  hmax принимаем равной 116 мм.

Объем заливаемого масла:

где  – площадь картера редуктора.

9. Техника безопасности.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины, которые отливаются заодно с крышкой. Проушины выполнены в виде ребра с отверстием.

Толщина ребра ([1], c.302)

Диаметр отверстия

Радиус скругления ребра

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей сделаем люк. Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль установим крышку-отдушину.

Во внутренней штампованной крышке пробиты 4 отверстия диаметром 4 мм. Эта крышка окантована с двух сторон привулканизированной резиной. Наружная крышка – плоская. Вдоль длинной ее стороны выдавлены 2 гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из синтетических нитей.

Размеры крышки [2, c. 282]

Длина L=150 мм

Ширина 150 мм

Высота

Толщина стенки

Крышку закрепим 6 винтами М8.


Список литературы.

  1.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 9-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2006. – 496 с.
  2.  Балдин В.А., Галевко В.В. Детали машин и основы конструирования: Передачи: Учеб. пособие для вузов. – М.: ИКЦ «Академкнига», 2006. – 332 с.: ил.
  3.  Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – 11-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 2007. – 408 с.: ил.
  4.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т. 2. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с.: ил.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

78946. Общие проблемы структуры научного знания 26 KB
  С точки зрения взаимодействия объекта и субъекта научного познания последнее включает в себя четыре необходимых компонента в их единстве: а Субъект науки ключевой ее элемент: отдельный исследователь научное сообщество научный коллектив и т. в Система методов и приемов характерных для данной науки или научной дисциплины и обусловленных своеобразием их предметов. Выявление структуры науки в этом ее аспекте ставит проблему классификации наук. По предмету и методам познания выделяют науки о природе естествознание об обществе ...
78948. Роль государства в управлении научно-техническим потенциалом 43 KB
  Четко проступает ряд новых сформировавшихся за последние десятилетия тенденций во взаимоотношениях науки и государства внутри самой сферы науки между отдельными ее составляющими и наконец между наукой и обществом в целом. Государство выступает сегодня по отношению к науке по крайней мере в шести ипостасях: как законодатель устанавливающий фундаментальные правовые основы функционирования общества и в том числе его научнотехнической сферы; как один из основных источников финансирования научных исследований и разработок; как массовый...
78950. Этические проблемы науки 20 века 42.5 KB
  Этические проблемы науки 20 века. Этика науки Этика науки изучает нравственные основы научной деятельности.Этические проблемы науки начала ХХ1в. Этические проблемы науки рождались в связи с развитием физики биологии в частности генетики психологии.
78951. Правовое регулирование научной деятельности 38 KB
  Правовое регулирование научной деятельности Одним из фундаментальных вопросов современного общества является вопрос об отношении к интеллектуальному труду правовому механизму использования результатов такого труда и регулирования возникающих при этом правоотношений. Правовые аспекты интеллектуальной деятельности лежат в плоскости решения проблем распределения прав на ее результаты с необходимостью охраны и защиты интеллектуальных достижений. Продуктом умственной деятельности оказывается знание. №982 Об использовании результатов...
78952. Философия техники (фт), ее генезис, предмет и задачи 47 KB
  Философия техники фт ее генезис предмет и задачи. Проблема возникновения техники с разделением труда была поставлена Гегелем. Он показал важную роль техники в возникновении капитализма показал разрушительное воздействие машинного производства на человека.Ленк назвал Маркса первым философом техники.
78953. Становление, развитие и специфика технических наук 56.5 KB
  Становление развитие и специфика технических наук. Техника большую часть своей истории была мало связана с наукой; люди могли делать и делали устройства не понимая почему они так работают. Инженеры провозглашая ориентацию на науку в своей непосредственной практической деятельности руководствовались ею незначительно. После многих веков такой автономии наука и техника соединились в XVII веке в начале научной революции.
78954. Сущность и природа техники 47.5 KB
  Сущность и природа техники. Существует 5 основных подходов сущности техники. отношением: Техника и бытие Техника и человек Техника и природа Техника и социокультурный мир Техника и Бог Даются следующие трактовки техники: Онтологическая Хайдеггер. Это характерно для создания техники ремесленным трудом не преминим к современной технике.