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

39 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

81451. Дегидрирование субстрата и окисление водорода (образование Н2О) как источник энергии для синтеза АТФ. НАД- и ФАД-зависимые дегидрогеназы, убихинон-дегидрогеназа, цитохромы и цитохромоксидаза 152.07 KB
  Электроны обладающие высоким энергетическим потенциалом передаются от восстановленных коферментов NDH и FDH2 к кислороду через цепь переносчиков локализованных во внутренней мембране митохондрий. Они катализируют реакции типа: RCHOHR1 ND↔ RCOR1 NDH Н. Однако возможно включение электронов с NDPH в ЦПЭ благодаря действию пиридиннуклеотид трансгидрогеназы катализирующей реакцию: NDPH ND NDP NDH. К FMNсодержащим ферментам принадлежит NDHдегидрогеназа которая также локализована во внутренней мембране митохондрий; она...
81452. Окислительное фосфорилирование, коэффициент Р/О. Строение митохондрий и структурная организация дыхательной цепи. Трансмембранный электрохимический потенциал 107.79 KB
  Синтез АТФ из АДФ и Н3РО4 за счёт энергии переноса электронов по ЦПЭ называют окислительным фосфорилированием. В совокупности электрический и концентрационный градиенты составляют электрохимический потенциал ΔμН источник энергии для синтеза АТФ. Энергия электрохимического потенциала ∆μH используется для синтеза АТФ если протоны возвращаются в матрикс через ионные каналы АТФсинтазы. Строение АТФсинтазы и синтез АТФ АТФсинтаза НАТФаза интегральный белок внутренней мембраны митохондрий.
81453. Регуляция цепи переноса электронов (дыхательный контроль). Разобщение тканевого дыхания и окислительного фосфорилирования. Терморегуляторная функция тканевого дыхания 104.8 KB
  Скорость использования АТФ регулирует скорость потока электронов в ЦПЭ. Если АТФ не используется и его концентрация в клетках возрастает то прекращается и поток электронов к кислороду. С другой стороны расход АТФ и превращение его в АДФ увеличивает окисление субстратов и поглощение кислорода. Механизм дыхательного контроля характеризуется высокой точностью и имеет важное значение так как в результате его действия скорость синтеза АТФ соответствует потребностям клетки в энергии.
81454. Нарушения энергетического обмена: гипоэнергетические состояния как результат гипоксии, гипо-, авитаминозов и других причин. Возрастная характеристика энергетического обеспечения организма питательными веществами 102.97 KB
  Все живые клетки постоянно нуждаются в АТФ для осуществления различных видов жизнедеятельности. Клетки мозга потребляют большое количество АТФ для синтеза нейромедиаторов регенерации нервных клеток поддержания необходимого градиента N и К для проведения нервного импульса; почки используют АТФ в процессе реабсорбции различных веществ при образовании мочи; в печени происходит синтез гликогена жиров белков и многих других соединений; в миокарде постоянно совершается механическая работа необходимая для циркуляции крови; скелетные мышцы в...
81455. Образование токсических форм кислорода, механизм их повреждающего действия на клетки. Механизмы устранения токсичных форм кислорода 135.17 KB
  Механизмы устранения токсичных форм кислорода. В большинстве реакций с участием молекулярного кислорода его восстановление происходит поэтапно с переносом одного электрона на каждом этапе. При одноэлектронном переносе происходит образование промежуточных высокореактивных форм кислорода.
81456. Окислительное декарбоксилирование пировиноградной кислоты. Последовательность реакций. Строение пируватдекарбоксилазного комплекса 123.64 KB
  Превращение пирувата в ацетилКоА описывают следующим суммарным уравнением: СН3СОСООН ND HSKo → CH3CO ∼SKo NDH H CO2 В ходе этой реакции происходит окислительное декарбоксилирование пирувата в результате которого карбоксильная группа удаляется в виде СО2 а ацетильная группа включается в состав ацетил КоА. FD ND и КоА. Окислительное декарбоксилирование пирувата Превращение пирувата в ацетилКоА включает 5 стадий Стадия I. На стадии III КоА взаимодействует с ацетильным производным Е2 в результате чего образуются ацетилКоА...
81457. Цикл лимонной кислоты: последовательность реакций и характеристика ферментов. Связь между общими путями катаболизма и цепью переноса электронов и протонов 319.89 KB
  Цикл лимонной кислоты цитратный цикл цикл Кребса цикл трикарбоновых кислот ЦТК заключительный этап катаболизма в котором углерод ацетильного остатка ацетилКоА окисляется до 2 молекул СО2. Связь между атомами углерода в ацетилКоА устойчива к окислению. В условиях организма окисление ацетильного остатка происходит в несколько этапов образующих циклический процесс из 8 реакций: Последовательность реакций цитратного цикла Образование цитрата В реакции образования цитрата углеродный атом метильной труппы ацетилКоА связывается с...
81458. Механизмы регуляции цитратного цикла. Анаболические функции цикла лимонной кислоты. Реакции, пополняющие цитратный цикл 153.56 KB
  Регуляция цитратного цикла. В большинстве случаев скорость реакций в метаболических циклах определяется их начальными реакциями. В ЦТК важнейшая регуляторная реакция - образование цитрата из оксалоацетата и ацетил-КоА, катализируемая цитратсинтазой.
81459. Основные углеводы животных, их содержание в тканях, биологическая роль. Основные углеводы пищи. Переваривание углеводов 160.55 KB
  Переваривание углеводов Гликоген главный резервный полисахарид высших животных и человека построенный из остатков Dглюкозы. Его молекула построена из ветвящихся полиглюкозидных цепей в которых остатки глюкозы соединены α1 4гликозидными связями. При гидролизе гликоген подобно крахмалу расщепляется с образованием сначала декстринов затем мальтозы и наконец глюкозы. Крахмал разветвлённый полисахарид состоящий из остатков глюкозы гомогликан.