43082

Проектирование привода скребкового конвейера, содержащего двухступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме, отличаются простотой, но из-за нессиметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Русский

2013-11-01

2.37 MB

37 чел.

PAGE  4

Введение

Темой данной работы является проектирование привода скребкового конвейера, содержащего двухступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор, выполненный по развернутой схеме.

Скребковый конвейер – это транспортирующая машина, в которой груз перемещается на грузонесущем желобе методом волочения.

Рабочая машина приводится в движение с помощью электродвигателя, который вырабатывает механическую энергию. Вал двигателя очень редко соединяют непосредственно с рабочим органом машины. В большинстве случаев частота вращения и вращающий момент двигателя и рабочего органа не совпадают. Поэтому передачу механической энергии от двигателя к рабочему органу машины осуществляют с помощью различных передач.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме, отличаются простотой, но из-за нессиметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяют в широком диапазоне  передаточных чисел: по ГОСТ 2185-66 u=6,3-63.

1. Кинематический расчет

1.1. Выбор электродвигателя

Потребляемая мощность привода (мощность на выходе):

Общий КПД (стр. 7, табл. 1.1, [1]):

Требуемая мощность электродвигателя:

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

Частота вращения  приводного вала

Требуемая частота вращения вала электродвигателя (стр. 7, [1])

Подходит два двигателя:

АИР71А4/1357;

АИР71В6/915.

Берем двигатель с меньшей частотой вращения АИР71В6/915. Масса, размеры, и стоимость обоих двигателей примерно одинаковые, а передаточные числа и, следовательно, размеры передачи будут меньше.

1.2. Уточнение передаточных чисел привода

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Вращающий момент на приводном валу:

Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора:

Момент на промежуточном валу редуктора:

Момент на входном (быстроходном) валу редуктора:

2.Расчет зубчатых передач

2.1. Расчет тихоходной ступени

Выбираем II случай термической обработки (стр. 11, табл. 2.1, [1]):

Т.О. колеса (сталь 40Х) – улучшение, твердость 269…302 НВ;

Т.О шестерни (сталь 40Х) – улучшение и закалка ТВЧ, твердость 45…50 НRC.

— Допускаемые контактные напряжения :

 (стр. 12, [1]);

   Средняя твердость :

шестерня:  что соответствует

колесо:

   Предел контактной выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности :

Для зубчатых колес с однородной структурой материала:

   Коэффициент долговечности (стр. 13, [1]):

 при условии  

Базовое число циклов:

   Ресурс передачи (стр. 13, [1]):

— число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

 

   Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (стр. 13, [1]):

   Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости V (стр. 13, [1]):

 Допускаемые напряжения  для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно наименьшему из допускаемых  напряжений шестерни   и колеса .

=525 МПа.

— Допускаемые напряжения изгиба (стр. 14, [1]):

   Предел выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности

   Коэффициент долговечности .

при условии

Для улучшенных зубчатых колес

Число циклов:

Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

, т.к. (стр. 15, [1])

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости (стр. 15, [1]):

   Коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (стр. 15, [1]):

2.1.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач

   1. Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния  (стр. 16, [1]):

Окружная скорость , м/с:

Степень точности передачи по ГОСТ 1643 – 81 принимаем 9.

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние (стр. 17, [1]):

 Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность (стр. 17,[1]):

Коэффициент  учитывает внутреннюю динамику нагружения (стр. 18, табл. 2.6, [1]):

Коэффициент  учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (стр. 18, [1]):

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период.

Коэффициент , учитывающий приработку зубьев:

Коэффициент :

   2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр (стр. 20, [1]):

Ширина (стр. 20, [1]):

 

   3. Модуль передачи (стр. 20, [1])

 Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба (стр. 20, [1]):

.

Коэффициент , учитывает внутреннюю динамику нагружения (стр. 20, табл. 2.9, [1]):

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения напряжений (стр. 21, [1]):

Коэффициент , учитывающий влияние влияние погрешностей изготовления (стр. 21,[1]):

Принимаем значение модуля m=3 мм (стр. 21, [1]).

   4. Суммарное число зубьев (стр. 21, [1])

   5. Число зубьев шестерни и колеса

 Принимаем (стр. 21, [1])

При  передачу выполняют со смещением для исключения подрезания зубьев и повышения их изломной прочности.

Коэффициент смещения:

Для колеса внешнего зацепления

Делительное межосевое расстояние:

Коэффициент воспринимаемого смещения:

   6. Фактическое передаточное число

   7. Диаметры колес

Делительный диаметр d (стр. 22, [1]):

шестерни:

колеса:  

Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления (стр. 22, [1]):

   8. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям (стр. 23, [1])

   9. Силы в зацеплении

 Окружная сила (стр. 23, [1]):

Радиальная сила (стр. 23, [1]):

Осевая сила:

   10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 Расчетное напряжение изгиба (стр. 23, [1]):

   11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

 Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя (стр. 24, [1]).

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев.

Для шестерни:

– максимально возможное значение коэффициента долговечности (стр. 25, [1]),

– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (стр. 25, [1]),

– коэффициент запаса прочности (стр. 25, [1]),

Для колеса:

2.2. Расчет быстроходной ступени

Выбираем I случай термической обработки:

Т.О. колеса (сталь 40Х) – улучшение, твердость 235…262 НВ;

Т.О шестерни (сталь 40Х) – улучшение, твердость 269…302 НВ.

— Допускаемые контактные напряжения :

   Средняя твердость :

шестерня:

колесо:

   Предел контактной выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности :

Для зубчатых колес с однородной структурой материала:

   Коэффициент долговечности :

 при условии  

Базовое число циклов:

   Ресурс передачи :

— число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

 

   Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев:

   Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости V:

 Допускаемые напряжения  для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно наименьшему из допускаемых  напряжений шестерни   и колеса .

=464 МПа.

— Допускаемые напряжения изгиба :

   Предел выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности

   Коэффициент долговечности .

при условии

Для улучшенных зубчатых колес

Число циклов:

Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

, т.к.

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости:

   Коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:

2.2.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач

   1. Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния :

Окружная скорость , м/с:

Степень точности 9.

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние:

 Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность :

Коэффициент  учитывает внутреннюю динамику нагружения:

Коэффициент  учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период.

Коэффициент , учитывающий приработку зубьев:

Коэффициент :

   2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

 

   3. Модуль передачи

 Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

.

Коэффициент , учитывает внутреннюю динамику нагружения:

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения напряжений:

Коэффициент , учитывающий влияние влияние погрешностей изготовления:

Принимаем значение модуля m=1,5 мм.

   4. Суммарное число зубьев

   5. Число зубьев шестерни и колеса

 Принимаем

   6. Фактическое передаточное число

   7. Диаметры колес

Делительный диаметр d:

шестерни:

колеса:  

Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

   9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

   10. Силы в зацеплении

 Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

   11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 Расчетное напряжение изгиба:

   12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

 Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев.

Для шестерни:

– максимально возможное значение коэффициента долговечности,

– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки,

– коэффициент запаса прочности,

Для колеса:

2.3. Расчет открытой цилиндрической ступени

Выбираем I случай термической обработки:

Т.О. колеса (сталь 45) – улучшение, твердость 235…262 НВ;

Т.О шестерни (сталь 45) – улучшение, твердость 269…302 НВ.

— Допускаемые контактные напряжения :

   Средняя твердость :

шестерня:

колесо:

   Предел контактной выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности :

Для зубчатых колес с однородной структурой материала:

   Коэффициент долговечности :

 при условии  

Базовое число циклов:

   Ресурс передачи :

— число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

 

   Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев:

   Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости V:

 Допускаемые напряжения  для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно наименьшему из допускаемых  напряжений шестерни   и колеса .

=464 МПа.

— Допускаемые напряжения изгиба :

   Предел выносливости :

шестерня:

колесо:

   Коэффициент запаса прочности

   Коэффициент долговечности .

при условии

Для улучшенных зубчатых колес

Число циклов:

Для переменного режима нагружения эквивалентное число циклов :

, т.к.

   Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости:

   Коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:

2.3.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач

   1. Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния :

Окружная скорость , м/с:

Степень точности 9.

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние:

 Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность :

Коэффициент  учитывает внутреннюю динамику нагружения:

Коэффициент  учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период.

Коэффициент , учитывающий приработку зубьев:

Коэффициент :

   2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

   3. Модуль передачи

 Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

.

Коэффициент , учитывает внутреннюю динамику нагружения:

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения напряжений:

Коэффициент , учитывающий влияние влияние погрешностей изготовления:

Принимаем значение модуля m=4 мм.

   4. Суммарное число зубьев

   5. Число зубьев шестерни и колеса

 Принимаем

 При  передачу выполняют со смещением для исключения подрезания зубьев и повышения их изломной прочности.

Коэффициент смещения:

Для колеса внешнего зацепления

Делительное межосевое расстояние:

Коэффициент воспринимаемого смещения:

   6. Фактическое передаточное число

   7. Диаметры колес

Делительный диаметр d:

шестерни:

колеса:  

Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

   9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

   10. Силы в зацеплении

 Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

   11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 Расчетное напряжение изгиба:

   12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

 Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев.

Для шестерни:

– максимально возможное значение коэффициента долговечности,

– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки,

– коэффициент запаса прочности,

Для колеса:

3. Предварительный расчёт валов

3.1. Расчёт размеров выходного вала

Диаметр вала в месте его сопряжения с хвостовиком.

(стр. 42, [1]);

– момент на выходном валу;

Диаметр вала в месте посадки на него подшипников.

(стр. 42, [1]);

– высота заплечика (стр. 42, [1]);

Полученное значение диаметра вала в месте посадки на него подшипника

округляем до стандартного (стр. 452, табл. 24.2, [1]), .

Диаметр буртика подшипника.

(стр. 42, [1]);

мм – координата фаски подшипника (стр. 42, [1]);

 Диаметр вала в месте посадки на него зубчатого колеса.

3.2. Расчёт размеров промежуточного вала

 Диаметр вала в месте посадки на него зубчатого колеса.

(стр. 42, [1]);

– момент на промежуточном валу;

Диаметр вала в месте посадки на него подшипников.

(стр. 42, [1]);

r =2– координата фаски подшипника (стр. 42, [1]);

Диаметр буртика подшипника.

(стр. 42, [1]);

– координата фаски подшипника (стр. 42, [1]);

мм

Диаметр буртика колеса.

(стр. 42, [1]);

– размер фаски колеса (стр. 42, [1]);

3.3. Расчёт размеров входного  вала

Диаметр вала в месте его сопряжения с хвостовиком.

(стр. 42, [1]);

Диаметр вала в месте посадки на него подшипников.

(стр. 42, [1]);

– высота заплечика (стр. 42, [1]);

Диаметр буртика подшипника.

(стр. 42, [1]);

– координата фаски подшипника (стр. 42, [1]);

 

4. Конструирование зубчатых колес

4.1. Цилиндрические колеса

Длина ступицы:

(c.63, [1]).

Диаметр ступицы:

,

где d – диаметр вала  (c.63, [1]).

Ширина торцов зубчатого венца:

(c.63, [1]).

На торцах зубчатого венца выполняют фаски: (c.63, [1]).

 

фаски на торцах ступицы:  (c.63, [1]).

        

 Толщина диска:

(c.64, [1]).

5. Выбор шпоночных соединений

Для передачи крутящих моментов при соединении зубчатых колёс с валами и муфты с быстроходным валом и с выходным валом применяем шпоночные соединения.

Напряжения смятия:

;  (с.121, [2]).

1. Для соединения муфты с быстроходным валом выбираем призматическую шпонку   ГОСТ 23360-78 (с.432, табл.24,29).

2. Для соединения цилиндрического зубчатого колеса с промежуточным валом выбираем призматическую шпонку   ГОСТ 23360-78 (с.432, табл.24,29).

3.Для соединения цилиндрического зубчатого колеса с выходным валом выбираем призматическую шпонку   ГОСТ 23360-78 (с.432, табл.24,29).

4. Для соединения муфты с выходным валом выбираем призматическую шпонку   ГОСТ 23360-78 (с.432, табл.24,29).

6. Расчёт подшипников

Выбираем шариковые радиальные  подшипники. Назначаем подшипники легкой серии.

Используем подшипники класса точности 0.

Выбираем схему установки подшипников «враспор».

6.1. Расчёт подшипников выходного вала

Выбор типа подшипника.

Для опор выходного вала предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 206 по ГОСТ 8338 – 75 (стр. 417, табл. 24.10, [1]).

Таблица 6.1. Основные характеристики подшипников.

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

Cr

C0r

206

30

62

16

1,5

19,5

10

а) Определение радиальных реакций.

                

Расстояние между точками приложения радиальных реакций:

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ.

;

;

;

;

Проверка:  – реакции найдены верно;

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ.

;

;

Проверка:  – реакции найдены верно;

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении.

;

;

Определим реакции опор от силы .

;

Проверка: – реакции найдены верно.

Направление вектора силы заранее неизвестно, поэтому полную реакцию каждой опоры находим суммированием:

;

;

б) Определение осевых реакций.

При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках реакция равна внешней осевой силе , в данном случае осевая сила .

Расчёт подшипников на заданный ресурс.

Исходные данные:

;

;

;

;

;

;

;

а) Коэффициент эквивалентности.

(стр. 108, [1]);

Определяем эквивалентные нагрузки.

;

;

б) Отношение , значит для опоры 1 имеем: X = 1, Y = 0;

Отношение , значит для опоры 2 имеем: X = 1, Y = 0;

в) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.

(стр. 106, [1]);

–  вращение внутреннего кольца (стр. 106, [1]);

– коэффициент безопасности (стр. 107, табл. 7.4, [1]);

– температурный коэффициент (стр. 107, [1]);

;

;

г) Для подшипника более нагруженной опоры 1 вычисляем расчётный скорректированный ресурс.

;

– коэффициент надёжности (стр. 108, табл. 7.5, [1]);

– коэффициент, зависящий от свойств металла деталей подшипника и его эксплуатации (стр. 108, [1]);

– для шариковых подшипников (стр. 108, [1]);

;

ч > 10000 ч – условие выполняется,  выбранные подшипники пригодны для использования.

6.2. Расчёт подшипников промежуточного вала

Выбор типа подшипника.

Для опор промежуточного вала предварительно принимаем предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 204 по ГОСТ 8338 – 75 (стр. 459, табл. 24.10, [1]).

Таблица 6.2. Основные характеристики подшипников.

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

Cr

C0r

204

20

47

14

1,5

12,7

6,2

а) Определение радиальных реакций.

Расстояние между точками приложения радиальных реакций:

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ.

;

;

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ.

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении.

б) Определение осевых реакций.

При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках реакция равна внешней осевой силе , в данном случае осевая сила .

Расчёт подшипников на заданный ресурс.

Исходные данные:

;

;

;

;

;

;

;

а) Коэффициент эквивалентности.

(стр. 108, [1]);

Определяем эквивалентные нагрузки.

;

;

б) Отношение , значит для опоры 1 имеем: X = 1, Y = 0;

Отношение , значит для опоры 2 имеем: X = 1, Y = 0;

в) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.

(стр. 106, [1]);

–  вращение внутреннего кольца (стр. 106, [1]);

– коэффициент безопасности (стр. 107, табл. 7.4, [1]);

– температурный коэффициент (стр. 107, [1]);

;

;

г) Для подшипника более нагруженной опоры 1 вычисляем расчётный скорректированный ресурс.

;

– коэффициент надёжности (стр. 108, табл. 7.5, [1]);

– коэффициент, зависящий от свойств металла деталей подшипника и его эксплуатации (стр. 108, [1]);

– для шариковых подшипников (стр. 108, [1]);

;

581577 ч > 10000 ч – условие выполняется,  выбранные подшипники пригодны для использования.

6.3. Расчёт подшипников входного вала

Выбор типа подшипника.

Для опор входного вала предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 205 по ГОСТ 8338 – 75 (стр. 459, табл. 24.10, [1]).

Таблица 6.3. Основные характеристики подшипников.

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъёмность, кН

d

D

B

r

Cr

C0r

205

25

52

15

1,5

14,0

6,95

а) Определение радиальных реакций.

Расстояние между точками приложения радиальных реакций:

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ.

;

;

;

;

Проверка:  – реакции найдены верно;

Определим реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ.

;

;

;

Проверка:  – реакции найдены верно;

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении.

;

;

Определим реакции опор от силы .

;

;

;

;

;

;

Проверка: – реакции найдены верно.

Направление вектора силы заранее неизвестно, поэтому полную реакцию каждой опоры находим суммированием:

;

;

б) Определение осевых реакций.

При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках реакция равна внешней осевой силе , в данном случае осевая сила .

Расчёт подшипников на заданный ресурс.

Исходные данные:

;

;

;

;

;

;

;

а) Коэффициент эквивалентности.

(стр. 108, [1]);

Определяем эквивалентные нагрузки.

;

;

б) Отношение , значит для опоры 1 имеем: X = 1, Y = 0;

Отношение , значит для опоры 2 имеем: X = 1, Y = 0;

в) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.

(стр. 106, [1]);

–  вращение внутреннего кольца (стр. 106, [1]);

– коэффициент безопасности (стр. 107, табл. 7.4, [1]);

– температурный коэффициент (стр. 107, [1]);

;

;

г) Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчётный скорректированный ресурс.

;

– коэффициент надёжности (стр. 108, табл. 7.5, [1]);

– коэффициент, зависящий от свойств металла деталей подшипника и его эксплуатации (стр. 108, [1]);

– для шариковых подшипников (стр. 108, [1]);

;

6201585 ч > 10000 ч – условие выполняется,  выбранные подшипники пригодны для использования.

7. Проверочный расчёт валов

7.1. Проверочный расчёт выходного вала 

Рис.7.1. Построение эпюр моментов выходного вала

Исходные данные:

а) Изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

 

б) Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

в) Изгибающие моменты от действия силы .

Сечение I:

 

Сечение II:

г) Крутящие моменты.

Выбор материала вала и его механических свойств (стр. 165, табл. 10.2, [1]).

Таблица 7.1. Механические характеристики выходного вала.

Марка стали

Диаметр заготовки, мм

Твёрдость HB (не менее)

Механические характеристики, МПа

Коэффициент ψТ

σB

σT

τT

σ-1

τ-1

40Х

 120

270

900

750

450

410

240

0,1

В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих и крутящих моментов предположительно опасными сечениями являются сечения  места посадки на вал цилиндрического колеса и места посадки подшипника.

Расчёт сечения  на статическую прочность.

а) Суммарный изгибающий момент в сечении C.

;

– коэффициент перегрузки;

;

б) Моменты сопротивления сечения на изгиб и кручение с пазом для призматической шпонки.

в) Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.

г) Частные коэффициенты запаса прочности.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как , то статическая прочность вала в сечении С обеспечена.

Расчёт сечения  на сопротивление усталости.

а) Амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

б) Коэффициенты снижения предела выносливости.

(стр. 169, [1]);

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 171, табл. 10.7, [1]);

(стр. 171, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

(стр. 169, [1]);

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 171, табл. 10.7, [1]);

(стр. 171, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

в) Пределы выносливости вала.

г) Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как , то сопротивление усталости вала в сечении С обеспечено.

Расчёт сечения А на статическую прочность.

а) Суммарный изгибающий момент.

;

– коэффициент перегрузки;

б) Моменты сопротивления сечения вала.

      в) Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.

;

г) Частные коэффициенты запаса прочности.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

;

Так как , то статическая прочность вала в точке А обеспечена.

Расчёт сечения А на сопротивление усталости.

а) Амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

;

;

б) Коэффициенты снижения предела выносливости.

;

(стр. 171, [1]);

(стр. 171, [1]);

(стр.171, [1]);

;

;

(стр. 171, [1]);

(стр. 171, [1]);

(стр.171, [1]);

;

в) Пределы выносливости вала.

;

;

г) Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

;

д) Общий коэффициент запаса прочности.

;

Так как , то сопротивление усталости вала в сечении А обеспечено.

7.2. Проверочный расчёт промежуточного вала

Рис.7.2 Построение эпюр моментов промежуточного вала

Исходные данные:

а) Изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

Сечение III:

 

б) Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

Сечение III:

г) Крутящие моменты.

Выбор материала вала и его механических свойств (стр.165, табл.10.2, [1]).

Таблица 7.2. Механические характеристики промежуточного вала.

Марка стали

Диаметр заготовки, мм

Твёрдость HB (не менее)

Механические характеристики, МПа

Коэффициент ψТ

σB

σT

τT

σ-1

τ-1

40Х

 120

270

900

750

450

410

240

0,1

В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих и крутящих моментов предположительно наиболее опасным сечением является сечение С (место установки цилиндрического колеса).

Расчёт сечения С на статическую прочность.

а) Суммарный изгибающий момент в сечении.

Суммарный крутящий момент в сечении.

б) Моменты сопротивления сечения на изгиб и кручение с пазом для призматической шпонки.

в) Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.

г) Частные коэффициенты запаса прочности.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как ,то статическая прочность вала в сечении С обеспечена.

Расчёт сечения С на сопротивление усталости.

а) Амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

б) Коэффициенты снижения предела выносливости.

;

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 170, табл. 10.7, [1]);

(стр. 170, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

(стр. 169, [1]);

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 171, табл. 10.7, [1]);

(стр. 171, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

в) Пределы выносливости вала.

г) Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как, то сопротивление усталости вала в сечении С обеспечено.

7.3. Проверочный расчёт входного вала 

Рис.7.1. Построение эпюр моментов входного вала

Исходные данные:

а) Изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

 

б) Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.

Сечение I:

Сечение II:

в) Изгибающие моменты от действия силы .

Сечение I:

 

Сечение II:

г) Крутящие моменты.

Выбор материала вала и его механических свойств (стр. 165, табл. 10.2, [1]).

Таблица 7.1. Механические характеристики входного вала.

Марка стали

Диаметр заготовки, мм

Твёрдость HB (не менее)

Механические характеристики, МПа

Коэффициент ψТ

σB

σT

τT

σ-1

τ-1

4

 120

270

900

750

450

410

240

0,1

В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих и крутящих моментов предположительно опасными сечением является сечение места посадки подшипника.

Расчёт сечения  на статическую прочность.

а) Суммарный изгибающий момент в сечении C.

;

– коэффициент перегрузки;

;

б) Моменты сопротивления сечения вала.

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

в) Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.

г) Частные коэффициенты запаса прочности.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как , то статическая прочность вала в сечении С обеспечена.

Расчёт сечения  на сопротивление усталости.

а) Амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

б) Коэффициенты снижения предела выносливости.

(стр. 169, [1]);

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 171, табл. 10.7, [1]);

(стр. 171, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

(стр. 169, [1]);

(стр. 171, табл. 10.11, [1]);

(стр. 171, табл. 10.7, [1]);

(стр. 171, табл. 10.8, [1]);

(стр. 171, табл. 10.9, [1]);

в) Пределы выносливости вала.

г) Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

Так как , то сопротивление усталости вала в сечении С обеспечено.

Расчёт сечения В на статическую прочность.

а) Суммарный изгибающий момент.

;

– коэффициент перегрузки;

б) Моменты сопротивления сечения вала.

      в) Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении.

;

г) Частные коэффициенты запаса прочности.

д) Общий коэффициент запаса прочности.

;

Так как , то статическая прочность вала в точке В обеспечена.

Расчёт сечения В на сопротивление усталости.

а) Амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

;

;

б) Коэффициенты снижения предела выносливости.

;

(стр. 171, [1]);

(стр. 171, [1]);

(стр.171, [1]);

;

;

(стр. 171, [1]);

(стр. 171, [1]);

(стр.171, [1]);

;

в) Пределы выносливости вала.

;

;

г) Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

;

д) Общий коэффициент запаса прочности.

;

Так как , то сопротивление усталости вала в сечении В обеспечено.

8. Выбор стандартной муфты

Для соединения выходного вала редуктора с валом звездочки цепного конвейера выбираем цепную однорядную муфту по ГОСТ 20742-81 ([3], табл.11.4, с.274).

([3], с.272), перегрузка допускаемая; k – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, [Т] – допускаемый момент.

Таблица 8.1. Размеры и параметры цепной муфты.

Момент [Т],  Н . м

d, мм

D, мм

L, мм

l, мм

Радиальное смещение ∆r

Частота вращения, об/с

Число зубьев полумуфты

h

Привод. ролик.

цепь

0,2

23

10

1,8

ПР25,

4–6000

125

22

125

122

42

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту на длинные концы валов по ГОСТ 21424-93 ([4], табл. К 21, с.422).

([3], с.272), перегрузка допускаемая; k – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, [Т] – допускаемый

Таблица 8.2. Размеры и параметры упругой втулочно-пальцевой муфты.

Момент [Т],  Н . м

d, мм

D, мм

L, мм

l, мм

nmax, об/мин

Смещение

радиальное

угловое

6360

0,2

1°30

31,5

19

90

76

36

9. Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

(с.257,[1]);

(с.262,[1]);

Для того, чтобы толщина стенки и крышки редуктора удовлетворяла требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, принимаем и δ1 = 6 мм.

Фланцевые соединения:

      а) толщина верхнего пояса корпуса:

(с.263,[1]);

б) толщина нижнего пояса  крышки корпуса:

(с.263,[1]);

Диаметр крепления болтов крышки корпуса:

(с.264,[1]);

Диаметр фундаментных болтов (4 штук):

(с.267,[1]);

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки (лапы корпуса): , принимаю 35 мм (с.268,[1]).

      Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса:

Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку.

Для слива масла редуктора используем сливное отверстие с цилиндрической резьбой.( c.178, [1])

d

D

L

b

K1/2” труб

20,9

15

7,5

Перед сверлением сливного отверстия прилив в корпусе фрезеруют, поэтому он должен выступать над необрабатываемой поверхностью на высоту (с.270,[1]).

Контроль уровня масла определяем с помощью конической пробки.   (c.178, [1]).

d

D

L

b

K1/2” труб

20,9

15

7,5

11. Сборка, регулировка, смазка редуктора

 Сборка редуктора.

Сначала производится установка всех деталей на валы.

Установка деталей на выходной вал:

  •  в шпоночный паз устанавливается призматическая шпонка 10х8х28;
  •  на вал запрессовывается цилиндрическое зубчатое колесо (поз. 6);
  •  с одной стороны на вал устанавливается распорная втулка (поз. 8);
  •  запрессовка на вал подшипников (поз. 21);
  •  запрессовка на вал манжеты (поз. 30);

Установка деталей на промежуточный вал:

  •  в шпоночный паз устанавливается призматическая шпонка 8х7х18;
  •  на вал запрессовывается цилиндрическое зубчатое колесо (поз. 7);
  •  с одной стороны на вал устанавливает распорная втулка (поз. 9);
  •  запрессовка на вал подшипников (поз. 22);

Установка деталей на входной вал:

  •  запрессовка на вал подшипников (поз.23);
  •  запрессовка на вал манжеты (поз.31);

После установки деталей на валы, их устанавливают в корпус редуктора. После чего в подшипниковые узлы закладывают густую смазку, наносят тонкий слой герметика на фланец корпуса и производят установку  крышки корпуса редуктора (поз. 2). Крышку корпуса крепят десятью болтами (поз. 26 и 28) с пружинными шайбами. В подшипниковые узлы закладывают густую смазку.

Далее производится установка крышек подшипников в корпус редуктора и их крепление винтами с пружинными шайбами.

После этого в корпус редуктора вворачивается пробка с прокладкой (поз.19) – для слива масла из редуктора и коническая пробка (поз.19).

После этого производится заливка масла в редуктор и крепление крышки люка (поз. 10) шестью болтами (поз. 25).

На заключительном этапе сборки редуктора в пазы на концах быстроходного и тихоходного валов устанавливаются призматические шпонки (поз. 35, 32), затем соответственно устанавливаются полумуфты упругой втулочно-пальцевой муфты и цепной муфты. Первую крепят с помощью установочного винта, застопоренным пружинным кольцом. Вторую аналогично.

Регулировка редуктора.

Регулирование зубчатого зацепления производят набором тонких металлических прокладок, которые устанавливаются между фланцем крышки подшипника и корпусом редуктора. Путём перестановки прокладок с одной стороны на другую добиваются нужного осевого положения вала, а вместе с ним и зубчатого колеса.

Смазка редуктора.

Смазывание зубчатых колёс производится жидким маслом.

Вязкость масла: 34 мм2/с (стр. 173, табл. 11.1, [1]);

Марка масла: И-Г-А-32 при кинематической вязкости 29…35 мм2/с и температуре 400С.

Окружная скорость на цилиндрическом зубчатом колесе.

В горизонтально расположенных редукторах при V < 1 м/с в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней передачи.

;

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают пробку с конической резьбой.

Для предохранения от вытекания смазочного материала выбираем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

67871. ФОРМИРОВАНИЕ ЗАКОНОДАТЕЛЬНОГО ОРГАНА ЯПОНИИ 65.5 KB
  По Конституции обе палаты обладали одинаковыми правами. Однако на практике палата пэров играла большую роль, т.к. она состояла из членов императорской фамилии, титулованной аристократии и финансовой знати. Влиятельность ее была гораздо выше...
67872. ПРАВОВОЙ СТАТУС И МЕСТО В СИСТЕМЕ ТАМОЖЕННЫХ ОРГАНОВ СЛУЖБЫ КОНТРОЛЯ СОБЛЮДЕНИЯ ЗАКОНОДАТЕЛЬСТВА В ТАМОЖЕННОМ ДЕЛЕ ФТС 114.5 KB
  В общем виде систему таможенных органов можно представить как обусловленную функциональной общностью единством целей и задач непосредственное осуществление таможенного дела совокупность таможенных органов. Она объединена функциональным единством органов...
67873. КОНСТИТУЦИОННЫЕ ГАРАНТИИ ПРАВ И СВОБОД ЧЕЛОВЕКА И ИХ ВЛИЯНИЕ НА ФОРМИРОВАНИЕ УГОЛОВНОЙ ПОЛИТИКИ РОССИЙСКОГО ГОСУДАРСТВА 134 KB
  Уголовная политика является составной частью социальной политики любого государства. С содержательной стороны она представляет собой такое направление политики которое определяется программой борьбы с преступностью и причинами ее порождающими...
67874. СОВРЕМЕННЫЕ ТЕНДЕНЦИИ ИЗМЕНЕНИЯ ЗАКОНОДАТЕЛЬСТВА ОБ АДВОКАТУРЕ РОССИИ 94 KB
  Адвокаты впервые получили «собственный» федеральный закон, на основе которого создана общероссийская некоммерческая организация — Федеральная палата адвокатов России, объединившая региональные адвокатские палаты; помимо традиционных юридических консультаций и коллегий адвокатов признан...
67875. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ К РЕГЛАМЕНТУ ПАЛАТЫ ОБЩИН ПАРЛАМЕНТА ВЕЛИКОБРИТАНИИ 2.86 MB
  По заказу редакции журнала Право и жизнь был подготовлен юридически точный но неофициальный перевод Регламента палаты Общин Парламента Великобритании. Иными словами Регламент не связан с каждым созывом палаты Парламента как в России а является стабильным несмотря на многочисленные...
67876. ПРАВОВЫЕ ОСНОВЫ ОТВЕТСТВЕННОСТИ КРЕДИТНЫХ ОРГАНИЗАЦИЙ ЗА НЕИСПОЛНЕНИЕ РЕШЕНИЯ НАЛОГОВОГО ОРГАНА О ПРИОСТАНОВЛЕНИИ ОПЕРАЦИЙ ПО СЧЕТАМ НАЛОГОПЛАТЕЛЬЩИКА, ПЛАТЕЛЬЩИКА СБОРА ИЛИ НАЛОГОВОГО АГЕНТА 52.5 KB
  В настоящее время правовые основы юридической ответственности кредитных организаций за неисполнение решения налогового органа о приостановлении операций по счетам налогоплательщика плательщика сбора или налогового агента установлены положениями...
67877. ОБ ОСОБЕННОСТЯХ ПРЕПОДАВАНИЯ ФИНАНСОВОГО ПРАВА 29.5 KB
  Финансовое право представляет собой одну из отраслей публичного права и в этом качестве сближается с конституционным и административным правом. Финансовое право отличает от других отраслей публичного права то что отношения составляющие его предмет являются властно имущественными.
67878. ГОСУДАРСТВЕННАЯ ЦЕЛОСТНОСТЬ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ — КОНСТИТУЦИОННЫЙ ПРИНЦИП ФЕДЕРАТИВНОГО УСТРОЙСТВА 132 KB
  Существует два базовых конституционных положения касающихся государственно-правового механизма разграничения полномочий и гарантий обеспечения единства правового регулирования на всей территории Российской Федерации: о высшей юридической силе и прямом действии Конституции Российской...
67879. НАЛОГОВЫЕ ДОГОВОРЫ О НАЛОГОВОМ ПОРУЧИТЕЛЬСТВЕ И ЗАЛОГЕ ИМУЩЕСТВА В РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ 66.5 KB
  При первом знакомстве видно что налоговые договорные отношения формализованные в виде налоговых договоров не могут рассматриваться ни как сугубо частные ни как сугубо публичные. Попробуем развернуто обосновать этот тезис для чего обратимся к рассмотрению сущности договорных налоговых правоотношений.