5557

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Задание на проектирование Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру. Мощность на ведомом валу: P=12кВт Частота вращения ведомого вала: n2=400м...

Русский

2012-12-15

1.14 MB

273 чел.

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 1). Мощность на ведомом валу: P=12кВт

Частота вращения ведомого вала: n2=400мин-1

Срок службы: 10 лет

Коэффициент использования передачи:

в течение года Kг=0,8

в течении суток Кс=0,7

Продолжительность включения: ПВ%=80%

Режим работы: легкий

Тип привода: реверсивный

Тип ремённой передачи: клиноремённая

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей:

1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – одноступенчатый цилиндрический редуктор; 4 – муфта; 5 – приводной барабан; 6 – лента конвейерная

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес

1 = 0.98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0.99; КПД клиноременной передачи, 3 = 0.96, согласно табл. П.2

-коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему:

= 1  2  3 = 0.98   0.992  0.96 = 0.922.

1.1.Требуемая мощность электродвигателя:

Ртр = Рб / = 12 кВт/0.922 = 13 кВт

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона nс=(5…10)n2=(5…10)400=2000…4000 мин-1.

Выбираем  электродвигатель трехфазный короткозамкнутый  серии 4А, закрытый обдуваемый  4А160S2 с параметрами Рэ =  15 кВт и с асинхронной частотой вращения n = 3000 мин-1 и скольжением S=2.01% по (табл. П.1).

1.2. Частота вращения вала двигателя

no=nc(1-S/100)=3000(1-2.1/100)=2937мин-1.

1.3. Общее передаточное число привода

uo=no/n2=2937/400=7.34

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число для редуктора принимаем из стандартного ряда по (табл. 7.1): u = 4.

1.5. Передаточное число для клиноременной передачи:

uк.р. = uo / u = 7.34/4=1.835

1.6. Частоты вращения валов:

no=2937мин-1,

n1=no/up=2937/1.835=1600

n2=n1/u=1600/4=400

1.7. Мощность на валах

Po=Pтр=13 кВт

Р1о2  3=130.99  0.96=12.35 кВт

Р211  3=12.350.98   0.99=12 кВт.

1.8. Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на валу определяется по формуле Тi=9550Pi/ni.

Тo=9550Po/no=955013/2937=42.3 Hм,

Т1=9550P1/n1=955012.35/1600=73.7 Hм,

Т2=9550P2/n2=955012/400=286 Hм.

2. Расчет  зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u>2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

Dm =  

Sm=

Диаметр заготовки колеса равен dк = uDm= 4 ∙52.8 = 211.2мм.

Выбираем материалы зубчатых колёс по (таб. 1.1). Принимаем для колеса сталь 45, термообработку – нормализация, твердость поверхности зуба колеса 179…207 НВ, Sm1=любая,    Sm1> Sm. Для шестерни сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба 235…262 НВ, Dm1=200 мм. Среднее значение твёрдости поверхности зуба колеса и шестерни

НВ2=0,5(НВ1min+HB1max)=0.5(179…207)=193,

НВ1=0,5(НВ2min+HB2max)=0.5(235…262)=248.5.

2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

НРjдопускаемые контактные напряжения.

НРj=   НlimjКHLj /SHj,

Где НРj – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Пределы контактной выносливости найдём по формулам таб. 2.1:

Нlim2 =2НВ + 70=2193+70=456 МПа,

Нlim1 =2НВ + 70=2248.5+70=567 МПа.

Коэффициент безопасности SH1 = 1.1, SH2=1.1 (таб. 2.1)

Коэффициент долговечности

КHLj = 6 NH0j/ NHEj ≥1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (таб. 1.1):

NH02=9.17106, NH01=16.8106.

Эквивалентные числа циклов напряжений

,

где =0.125 – коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (таб. 3.1).

Суммарное число циклов нагружения

Где с=1; th-суммарное время работы передачи,

th=365L24KгКсПВ.

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.0180=0.8

В результате получим:

th=36510240.80.70.8=39245 ч;

; .

> NH01, примем КНL1=1,

> NH02, примем КНL2=1.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

для колеса

НP2 =

для шестерни  

НP1 =

НPjmin=НP1.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

НР = 0,45 (НР1 +НР2) =0,45(414.5+515.4)=418.455 МПа

Требуемое условие НР 1,23НРmin выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

Для определения входящих в формулу величин используем данные таблицы 4.1. Пределы изгибной выносливости зубьев:

Flim2=1.75HB1=1.75193=337.75 МПа,

Flim1=1.75HB2=1.75248.5=434.9 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1=1.7, SF1=1.7

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для реверсивного привода: KFC1=2, KFC2=2.

Коэффициенты долговечности

где qj – показатель степени кривой усталости, q1=6, q2=6 (таб. 3.1.);

NFO=4106 - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе где - коэффициенты эквивалентности для лёгкого режима работы, тогда

Определим допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:


2.3. Проектный расчёт передачи

Межосевое расстояние

,

где Kа=410 коэффициент для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубных передач примем   (ряд на с. 11). На этапе проектного расчета задаёмся значением коэффициента контактной нагрузки КН=1,2. Тогда

139,58 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения

по ГОСТ 2185-66, мм:

1-й ряд:  40, 50, 63, 80, 10, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 100, 1250;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800.

Принимаем   аw=140 мм

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

mn=(0,01...0,02) aw=(0,01…0,02)140=1,4…2,8 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль mn=2 мм, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение округлим до ближайшего числа Zk=137 и определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=27.

Число зубьев колеса Z2=  -Z2=137-27=110.

Фактическое передаточное число

При  отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%.

Поскольку Z1>17,  примем коэффициенты смещения x1=0, x2=0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колёс

Ширина зубчатого венца колеса

вW2 = ва  аw= 0,4 140 = 56 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 14: 56. Ширину зубчатого венца шестерни вW1=принимают на2…5 мм больше  чем вW2. Примем вW1=60 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колёс:

Делительные окружности d1= mn z1/cos = мм

d2= mn z2/cos =мм

окружность вершин зубьев

;

окружности впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 (таб. 8.1).

2.4. Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

где для косозубных передач.

Коэффициент контактной нагрузки КH = КH  КH  КHV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А=0,15 для косозубных передач;

Кw – коэффициент, учитывающий прибавку зубьев.

При НВ2≤350 для определения Кw используем выражение

Тогда

КH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения  найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению  определим  методом линейной интерполяции (таб. 9.1), тогда  Динамический  коэффициент  по (таб. 10.1).

КH = 1,094 1,00912 0,9=0,9936,

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при

Где  эквивалентное число зубьев,

,

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе  

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

В результате получим

Тогда

Напряжения изгиба в зубьях колеса

2.5. Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

– передаваемая мощность Ртр =13 кВт;

– частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв =2965 об/мин;

– передаточное отношение uк.р.=1,835;  

– скольжение ремня = 0,015.

Сечение ремня выбираем по ( таб. 1.3)

В нашем случае при Ртр.= 13 кВт и nдв= 2937 об/мин  принимаем сечение клинового ремня А.

Диаметр меньшего шкива:

d1 = =.

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения из стандартного ряда

d1=140 мм.

Диаметр большего шкива, мм

d2= uк.р d1(1-) =1.835 140 (1 – 0,015) = 253 мм

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения:

d2 =280 мм

Межосевое расстояние в интервале:

amin=0,55(d1+ d2)+То = 0,55(140+280) + 8 = 239 мм

amax= d1+ d2 = 140 + 280 = 420 мм

где То = 8 мм (высота сечения ремня, табл. 1.3)

Принимаем предварительно близкое значение  – 500 мм

Расчетная длина ремня:

L=2a+0,5(d1+ d2)+ (d2-d1)2/4a = 2500+0,53,14420+2602/4500 = 1693 мм

Ближайшее значение длины ремня по стандарту (см. cт. 77 ):

L =1800 мм

Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня L=1800мм:

а=0,25[(Lpw)+ (Lpw)2–2y],

где  w=0,5 (d1+ d2) = 0,53,14(140+280)=659,4 мм

y=(d2d1)2 = 19600мм

а=0,25 [(1800 – 659,4)+]=566мм

Угол обхвата ремнем малого шкива:

1= 180–57 (d2-d1)/а = 180–57 (280-140)/566=1660

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение

где - приведённое полезное напряжение;

Са – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

Ср – коэффициент режима работы,

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где Сu - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа  на напряжения изгибав ремне,

Получаем

Число ремней.

Зададимся начальным значением Z=3 тогда Сz=0.95.

округляем Z=5

Для этого числа ремней Сz=0.9 (таб. 4.3). Подставляем  Сz в формулу, получим Z = 4.5. Окончательно примем Z=5

Сила предварительного напряжения одного ремня

 

Сила, действующая на валы передачи

Предварительный расчет валов редуктора

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала:

dв1=(16Т1/к )1/3,

где к – допустимые касательные напряжения при кручении,

к=20 – 25МПа;

d1=

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

d1 = 30мм. Диаметр вала под подшипниками  d = 40 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. 6.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

Длина хвостовика l1=1.5∙ dв1=1.5∙28=42 мм

d2=d1+5=35мм

l2= L2-B-n+Lk+y=(3+8+4+40) -23-7+18+8=51мм

d3= d1+10=40мм

l3=B+Sc=6+23=29мм

Рис.   Конструкция ведущего вала

Расчет ведомого вала

Примем к=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

dв1=(16Т2/к)1/3=мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда  dв1=45  мм

Высота буртов вала - в соответствии с табл. 6 Диаметр вала под подшипниками  d3= 55м, под зубчатым колесом d4= 60мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл.6. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

l1=dв1=45мм

d2=d1+5=50мм

l2=L2-B-n+Lk+y=(3+8+4+40) -29-7+18+8=45мм

d3=d1+10=55мм

l3=(20…30)+B=26+29=55мм

d4=d3+5=60мм

l4=Lc-2=96-2=94мм

d5=d4+(3…4)C3=60+4∙2=68мм

l5=10мм

d6=55мм

Рис.   Конструкция ведомого вала

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Технологичнее изготавливать шестерню и вал отдельными деталями, но в данном случае мы имеем маленькое расстояние между впадинами зубьев и шпоночным пазом и поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Размеры шестерни и колеса, определенные ранее:

d1= 55,18 мм

da1 = 59,18 мм

b1 = 60 мм

d2 = 224,82 мм

b2 = 56 мм

da2 = 228,82 мм

dк2 = 60 мм

Расчет размеров колеса:

– диаметр ступицы

dcт=1,6 dк2= 1,6 60 = 96 мм

–длина  ступицы

lct= 1,5  dк2 =1,6  60 = 96 мм

– толщина  обода

0 = 3mn = 5 2 = 10 мм

– толщина  диска

C = 0,3 b2 = 0,3 56 = 16,8 мм

принимаем С= 17 мм

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025 aw + 1, где aw - межосевое расстояние редуктора.

= 0,025 140 + 1 = 4,5 мм

принимаем = 8 мм

1= 0,02 aw + 1 =0,02 140+ 1 = 3,8 мм

принимаем 1= 8 мм

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки:

B = 1,5 = 1,5 8 =12 мм

 b1 = 1,51 = 1,5 8 = 12 мм

нижнего пояса  корпуса

р = 2,35 = 2,35  8 = 18,8 мм принимаем р =20 мм

Диаметр болтов:

– фундаментальных

d=(0,03... 0,036) aw + 12 = (0,03... 0,036) 140 + 12 = 16,2 …17,04 мм

принимаем болты с резьбой М20

– крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,7 ...0,75) d1 = (0,7 ...0,75) 20 = 14 … 15 мм

принимаем болты с резьбой  М16

– соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5 0,6) d1 =(0,5 0,6) 20 = 10 … 12 мм

принимаем болты с резьбой  М12.

Первый этап компоновки редуктора

1. Принимаем зазор между торцом шестерни  и внутренней стенкой корпуса

А= 1,2 = 1,2 8 = 9,6 мм

2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=   = 8 мм

3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника  ведущего вала  и внутренней стенкой корпуса А= = 8мм.

В соответствии с рекомендациями  выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии и схему их установки с одной фиксирующей опорой.  Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1= 40мм  и dп2= 55мм   

Согласно табл.  имеем следующие данные:

Условное обозначение подшипника

Размеры, мм

d

D

B

r

dзп

         308

    40

       90

       23

       2.5

      50

311

    55

     120

       29

       3

       66

Выбор муфты для соединения концов валов редуктора и приводного вала конвейера

Муфта, соединяющая быстроходные валы (вал электродвигателя), в целях уменьшения пусковых моментов должна иметь малый момента инерции.

К муфтам, которые соединяют сравнительно тихоходные валы (например редуктор и приводной вал конвейера), не предъявляют повышенных требований в отношении малого момента инерции. В то же время, если исполнительный механизм и привод не располагаются на общей раме, то от муфты требуются сравнительно высокие компенсирующие свойства.

Основной паспортной характеристикой муфты является допускаемый вращающий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту и подбирают стандартные муфты:

ТК ≤ [Т],

где Т – номинальный длительно действующий момент на соединяемых валах, Н·м;

К – коэффициент динамичности нагрузки; для ленточных конвейеров К= 1,25…1,5; цепных, скребковых К=1,5…2,0.

– для цепных муфт:

Fм = 0,2 (2Т 103/dд),

где диаметр делительной окружности

dд = t / sin(180º/z)

здесь t – шаг цепи, z – число зубьев полумуфты

Исходя из требуемых компенсирующих свойств, крутящего момента и частоты вращения выбираем цепную муфту по табл.

– крутящий момент до 1000 Нм

– частота вращения до 780 об/мин

– число зубьев звездочки полумуфты- 12

– допустимое смещение валов до 0,4мм

– допустимое угловое смещение валов до 10

– цепь Пр-  50,8 – 22600 - шаг цепи- t = 50,8 мм

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой Fм , определяемой по формуле:

Fм = 0,2 (2Т 103/dд) = 0,2 2 286 103/ 196 = 583,7 Н

где диаметр делительной окружности:

dд = t/sin(180º/z) = 196 мм

здесь t - шаг цепи – 50,8 мм , z – число зубьев полумуфты – 12

Проверка долговечности подшипника

Определение реакций в опорах ведущего вала

Расчетная схема ведущего вала приведена на рис. 6. Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

Ft=2671 Н

Fr=993.5 Н

Fa=562 Н

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче: Fрп = 789 Н

Из первого этапа компоновки l1 =74 мм, l0 =66 мм

Реакции опор.

Рассматриваем худший вариант, когда Ft  и Fрп направлены в одну сторону:

– в плоскости хz

Rx1 = [Ftl1 + Fрп ∙( l0 +2l1 )]/ 2l1 = [2671 74 + 789 (66 + 274)]/2 74 =2476Н

Rx2=( Ft l1 - Fрпl0 )/ 2l1 =(2671 74 - 789 66) /2 74 =984 Н

Проверка:

Rx1 + Rx2- Ft + Fрп =  2476 + 9842671 - 789 = 0

– в плоскости уz

Ry1= (Fr l1+ Fa d1/2 )/2l1= (993.5 74 + 562 60/2)/274 = 611 Н

Ry2= (Fr l1 – Fa d1 /2 )/2l1=(993.5 74 – 562 60/2)/274 = 383 Н

Проверка:

Ry1 + Ry2 Fr=611 + 383 – 994 = 0

Рис.   Расчетная схема ведущего вала

Суммарные реакции:

Рr1= (Rx12 + Ry12 )1/2 =  

Рr2= (Rx22 + Ry22) 1/2 = 

Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 ; d= 40 мм D= 90 мм

В =27 мм.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ=(ХVPr1 + YPa1 ) KKT,

где Pr1 – радиальная нагрузка, Pr1 = 2550 Н

Pa1 – осевая нагрузка, Pa1 = Fa = 562H

V – коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца V = 1;

K = 1 , KT = 1.

Отношение Faо =

этой величине соответствует

е 0.21 (табл. 2.6).

Отношение Pa1 / Pr1 =

X=0,56 и Y= 1,82  (табл. 2.6).

Эквивалентная нагрузка:

Рэ= (0,56 1 2550 + 1,82 562) 1 1 = 2450.8 Н

Расчетная долговечность:

L= (C/ Рэ) 3= 41 103 / 2.4508  103 = 4682 млн. об.

Расчетная долговечность:

Lh= (L10 6/ 60n1) = 4682 106 / 60∙1600 = 48771 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

Поскольку LE>12500 ч, то подшипник удовлетворяет заданным условиям.

 Определение реакций в опорах ведомого вала

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. Ведомый  вал  несет в зубчатом зацеплении такие  же  нагрузки, как и ведущий:

Ft=2671 Н

Fr=993.5 Н

Fa=562 Н

Из первого этапа компоновки l2  = 74 мм

 l3  = 64 мм

Опорные реакции определяем с учетом этих сил в следующем порядке.

А. Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В вертикальной плоскости:

Rx3= Rx4= Ft /2= 2671 / 2 = 1335.5 Н

В горизонтальной плоскости:

Ry3= (Fr l2 + Fa d1/2 ) / 2l2 = (993.5 74 + 562 228 /2) / 2 74 = 930 Н

Ry4= (Fr l2 Fa d2 /2 )/2l2= (993.5 74 – 562 228/2) / 2 74 = 63.5 Н

Проверка:

Ry1 + Ry2 Fr= 930+63.5 –993.5 = 0

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 3:

Рr3= (Rx32 + Ry32 )1/2 =

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 4:

Рr4= (Rx42 + Ry42) 1/2 =

Б. Определяем опорные реакции вала от консольной силы Fм, вызываемой муфтой.

Из-за неизбежной несносности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой Fм , приложенной к середине посадочной поверхности и определяемой по формуле

Fм=583.7Н

Рис. Расчетная схема ведомого вала


В. Определяем суммарные опорные реакции ведомого вала от нагрузки в зацеплении и муфты.

Рассмотрим худший случай:

Рr1∑= Рr1+ Fм= 2550 + 583.7 = 3133.7Н

Рr2∑= Рr2+ Fм= 1056 + 583.7 =1639.7 Н

Расчет подшипников ведомого вала будем производить по более нагруженной опоре – 1 (Рr1∑=3134Н)

Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии: d = 55 мм

 D = 120 мм

В = 29 мм   С = 82.8 кН  Со = 51.6 кН

Отношение Fa/ Со = 562 / 51600 = 0,011; этой величине соответствует

е =0.175.

Отношение Fa / Pr1∑ = 562 / 3134 = 0,18 >е

следовательно, X=1 Y=0  

Рэ=(ХVPr1 + YPa1 ) KKT = (1 1 3134 + 0) 1 1 = 3134 Н

Долговечность подшипника:

Lh= 106/60n(C/ Рэ) 3= 106/60∙1600(82.8/3.134)3 = 192097ч.

Эквивалентная долговечность подшипника

Поскольку LE>12500 ч, то подшипник удовлетворяет заданным условиям.


Проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок, пазов и длины шпонок определяем по табл.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяются по формуле:

см   2Т / (d (h-t1) (l-b )    см .

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

 см  =100120 МПа.

Ведущий вал

Проверяем  шпонку на конце вала, на котором закреплен шкив ременной передачи.

d = 30 мм b х h = 10 * 8 мм  t1= 5 мм по таб. 1.9;

длина шпонки l = 36 мм, момент на ведущем валу Т1 = 73,7 Нм

см d h-t1l-b=(273,7103)/(30(8–5)(36–10 ))=63МПа< см =120 МПа.

Ведомый вал

Проверяем  шпонку на конце вала, соединенном с муфтой.

 d=45 мм  b х h = 14 * 9 мм t1= 6 мм (табл. 1.9);

длина шпонки l = 56 мм, момент на ведомом валу Т2 = 286 Нм

см  2d ht1lb=(2286103)/(45(9–6)(56–14 ))=100,9 МПа< см =120 МПа

Проверяем  шпонку под зубчатым колесом.

D = 60 мм b х h = 18 *11 мм  t1 = 7,0 мм (табл. 1.9)

длина шпонки l = 80 мм момент на ведомом валу Т2 =286.

см  = 2Т2d ht1lb=(2286103)/(60(11–7)(80–18 ))=38,4МПа< см =120 МПа.

Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов  запаса прочности  S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями S.

Условие прочности соблюдено при S   S = 2,5.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S = -1 / (K/  v +  m ),

где  -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

K – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

 – масштабный фактор для нормальных напряжений;

v – амплитуда цикла нормальных напряжений;

 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, для углеродистых сталей =0,2, для легированных  = 0,25 – 0,30.

m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S= -1/ (K/  v +  m) ,

где  -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

K – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

 – масштабный фактор для касательных напряжений;

v – амплитуда цикла касательных напряжений;

 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла касательных напряжений, = 0,1;

m – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

v =  m =0,5 max = 0,5Т/Wк.

Результирующий коэффициент запаса прочности

S= SS /(S 2  + S2 )1/2 .

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения –по от нулевому (пульсирующему) циклу.

 Расчет ведущего вала

Поскольку  шестерня выполнена заодно с валом, материал вала тот же, что и для шестерни: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение.

При диаметре заготовки меньше 90 мм  среднее значение в=900 МПа (табл. 1.5).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

 -1 = 0,43в =0,43 900 = 387 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

 -1  0,58  -1=0,58 387 = 224,5 МПа.

Сечение А-А

Это сечение при передаче вращающего момента  от электродвигателя  через  муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности:

S = S = -1 / (K /   v +  m ),

где  амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v=m =max/2=T1/2 Wк нетто,

здесь Wк нетто – момент сопротивления сечения кручению.

При d = 30 мм b х h =  8*10 мм t1 = 5 мм

Wк нетто=d 3/ 16 – bt1(d-t1)2  /2 d = 3,14 303 /16 – 10 5(30 – 5)2 / (2 30) = 4,78 103 мм3

v=m =

=0,1

K=2,0  (табл.  2.5),

S = S =  [S]=2,5

Усталая прочность вала обеспечена.

Расчет ведомого вала

Материал вала –сталь 45 нормализованная.

в = 600 МПа   (табл. 1.5).

Пределы выносливости:

-1 =0,43 600=258 МПа,

-1=0,58 258=149.64 МПа.

Сечение А-А

Диаметр вала в этом  сечении  60 мм

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки:  

K=1.8  (табл. 3.5),

K=1.4  (табл. 3.5),

==0.27,

=0,14,

=0,07.

Изгибающий момент:

Рr1∑=3133 Н

М= Rу3 l2  = 3133 74 = 231842 Н мм

Момент сопротивления кручению:

d= 60 мм b=18 мм  t1= 7 мм

Wк нетто=d 3/16 – bt1(dt1)2/2 d =

Момент сопротивления  изгибу:

Wиз нетто=d 3/32 – bt1(dt1)2/2 d=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк нетто=

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

v=MA-A/ Wизг нетто=

 среднее напряжение m=0.

Коэффициенты запаса прочности:

S=

S=

.

Результирующий коэффициент запаса прочности  для  сечения  А-А:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2    =

Сечение  К-К

Концентрация  напряжений  обусловлена  посадкой  подшипника  с  гарантированным натягом (для диаметра вала Ф55):

==0.27,

=0,14,

=0,07

K =3,0 (табл. 7.5),

=0,15

=0,1.

Изгибающий  момент:

М4  = Fм l3= 583.7  64 = 37312 Н мм

Осевой  момент  сопротивления:

W=d 3/32= 3,14  553 / 32 =16325  мм3

Амплитуда  нормальных  напряжений:

v=max=M4/ W=

m=0.

Полярный  момент  сопротивления кручению:

Wк= 2W=2∙16325 = 32650∙103 мм3

Амплитуда  и  среднее  напряжение  цикла  касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк =

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m ) =

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ (K/  v +  m) =

Результирующий  коэффициент  запаса  прочности для  сечения  К-К:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =

Сечение  Л-Л

Концентрация напряжения обусловлена переходом от  к.

При D/d = 55/50=1,09 r/d = 2,25/55 = 0,03

K= 1,8 K= 1,55   (табл. 2.5),

= 0,69  = 0,69.

Крутящий момент тот же, что и в сечении К-К.

Изгибающий момент:

МL-L= Fм · XL-L = 583.7∙65 = 37940.5 Нм

Осевой момент сопротивления:

W=d3 /32= 3,14  503 / 32 = 12265.6  мм3

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

v=мах= МL-L/ W=37940.5 / 12265.6 = 3.1 МПа

Полярный момент сопротивления при кручении:

Wк= 2W= 2∙12265.6 = 24531.2 мм3

Амплитуда  и  среднее  напряжение  цикла  касательных напряжений:

v=m = T2/2 Wк = 286 / 2∙24531.2 = 5.83 МПа

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m )=

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ ((K/ ) v +  m) =

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений Л-Л:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =

Сечение  Б-Б

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки:

K=1,8 (табл. 3.5);

=0.7  

 K= 1,4 (табл. 3.5),

 =0,7.

Изгибающий момент (XБ-Б =30 мм).

МБ-Б = Fм · XБ-Б =583.7∙30 = 17511 Нмм

Момент сопротивления  сечения нетто при b = 14 мм  t1 = 6 мм

Wизг нетто = 3,14 453 / 32  – 14∙6 (45 – 6)2 / 2∙45 =7522.04 мм3

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

vБ-Б/ Wизг нетто = 17511/7522 = 2,3 МПа

Момент сопротивления кручению сечения  нетто:

Wк нетто=3,14 453 / 16  – 14∙ 6 (45 – 6)2 / 2∙45 = 16463.7 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

= m= 286 / 2∙16463.7 = 8.68 МПа

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

S=-1 / (K/  v +  m )=

Коэффициент  запаса  прочности  по  касательным  напряжениям:

S= -1/ (K/  v +  m) S=

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений Б-Б:

S= SS /(S 2  + S2 )1/2  =11.5

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение

А-А

К-К

Л-Л

Б-Б

Коэффициенты запаса

2.8

14.9

10.1

11.5

Во всех сечениях S> S= 2,5.

Посадки зубчатого колеса, шкива, полумуфты, подшипников

В соответствии с рекомендациями назначаем:

– посадку зубчатого колеса на вал Н7/p6;

– посадку шкива на вал Н7/h6;

– посадку полумуфты на вал Н7/p6.

В редукторе используем подшипники класса точности 0. Предельные отклонения размеров посадочных поверхностей подшипников регламентированы ГОСТ 520-89. Посадки подшипников отличаются от обычных расположением и величинами полей допусков на посадочные поверхности колец.

С учетом вида нагружения колец назначаем следующие посадки:

Наружные кольца подшипников качения в корпусе

H7/l0

Внутренние кольца подшипников качения на валу

L0/k6

Смазочные системы и устройства. Выбор сорта масла

Для смазки зубчатых колес выбираем способ смазывания погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер редуктора. Данный способ используют при окружных скоростях менее 15 м/с.Уровень масла в картере редуктора должен обеспечить погружение венца колеса на глубину до двух высот зубьев, но не менее 10 мм.

Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющейся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса. Для одноступенчатых цилиндрических редукторов объем масляной ванны рекомендуется принимать таким, чтобы на 1 кВт мощности приходилось  0,35…0,7 л масла. Учитывая, что длина масляной ванны 420 мм, ширина 170 мм, а количество масла при мощности 12 кВт должно быть 4.2…8.4 л, глубина масляной ванны должна быть  20…40 мм.

В спроектированном редукторе доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен и смазку подшипников масляными брызгами осуществить нельзя. Поэтому полость подшипника отделяем от внутренней части корпуса мазеудерживающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняем на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи в подшипниковую полость смазочного материала без снятия крышки используем пресс- масленки.

Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора используем жезловый маслоуказатель.

Во время работы в связи с нагревом воздуха и масла повышается давление внутри редуктора. Это приводит к выбрасыванию масляного тумана из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушины в верхней части корпуса.

При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не производить разборку механизмов привода. Для этой цели в нижней части корпуса редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое  пробкой.

В соответствии с рекомендациями для имеющих место в нашем случае контактных напряжениях    н =209 МПа и скорости V= 4.26 мс.

рекомендуемая вязкость масла 28·10-6м2/с. Принимаем масло индустриальное

ИГА-32 по таб. 4.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

24695. УКАЗАТЕЛЬНЫЕ РЕЛЕ 101 KB
  20 показано указательное реле типа РУ21 сигнализирующее действие РЗ на отключение выключателя. При срабатывании РЗ по обмотке реле 3 проходит ток приводящий реле в действие. Ввиду кратковременности прохождения тока в обмотке указательных реле они выполняются так что сигнальный флажок и контакты реле остаются в сработанном состоянии до тех пор пока их не возвратит на место обслуживающий персонал.
24696. НЕОБХОДИМОСТЬ И СПОСОБЫ РЕЗЕРВИРОВАНИЯ 177 KB
  С ними нельзя не считаться поскольку отказ РЗ или выключателя означает неотключение КЗ а следовательно длительное прохождение токов КЗ и снижение напряжения в сети. Наряду с принятием мер по повышению надежности действия РЗ и выключателей особо важное значение приобретает резервирование отключения КЗ в случае отказа выключателя или действующей на него РЗ. Применяются два способа резервирования: дальнее осуществляемое РЗ и выключателями смежных участков установленными на соседних энергообъектах; ближнее осуществляемое РЗ и...
24697. НАЗНАЧЕНИЕ ЗАЩИТЫ ШИН 380.5 KB
  ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНАЯ ЗАЩИТА ШИН Дифференциальная РЗ шин ДЗШ рис. Для питания ДЗШ на всех присоединениях устанавливаются ТТ с одинаковым коэффициентом трансформации К независимо от мощности присоединения. Тогда при внешних КЗ X 1пр = 0 и реле не будет действовать а при КЗ в зоне на шинах равна сумме токов КЗ притекающих к месту повреждения и ДЗШ работает. Вторичные токи направлены в обмотке реле одинаково поэтому ток в реле равен их сумме: Так както Выражение показывает что При КЗ на шинах ДЗШ реагирует на...
24698. 34 ЗАЩИТА АД 110 KB
  Наиболее просто токовая отсечка выполняется с реле прямого действия встроенными в привод выключателя. С реле косвенного действия отсечка выполняется с независимыми токовыми реле по схемам на рис.7; Iпуск пусковой ток электродвигателя; k0TC коэффициент отстройки Токовую РЗ электродвигателей мощностью до 2000 кВт следует выполнять как правило по наиболее простой и дешевой однорелейной схеме рис. На электродвигателях мощностью 20005000 кВт токовая отсечка выполняется двухрелейной.
24699. Основные особенности выполнения РЗ на блоках 88 KB
  2 отсутствие электрической связи между генератором и сетью имеющее место в блочных схемах облегчает решение вопросов селективности РЗ генератора от замыканий на землю вследствие высокой стоимости мощных генераторов и трансформаторов повышенные требования в части чувствительности быстродействия и надежности на блоках без поперечных связей необходимость действия на останов блока в целом; На блоках малой мощности до 30 МВт включительно в качестве РЗ от внешних КЗ применяется МТЗ с комбинированным пуском по напряжению. На блоках...
24700. ЗАЩИТА РОТОРА от замыкания на корпус 63 KB
  Для периодического контроля за состоянием изоляции цепей возбуждения используется вольтметр один зажим которого соединен с землей а второй поочередно подключается к полюсам ротора. Если изоляция ротора достаточно высока замеры вольтметра в обоих случаях будут близки к нулю. Второй конец обмотки токового реле заземляется через специальную щетку имеющую электрический контакт с валом ротора.
24701. Защита ротора от перегрузки 38 KB
  Для предотвращения повреждения ротора при перегрузке предусматривается специальная РЗ а также выполняется ограничение длительности форсировки возбуждения. Наиболее полноценную РЗ ротора от перегрузки можно осуществить с помощью реле имеющего характеристику соответствующую перегрузочной характеристике ротора. Выдержка времени первой ступени при одних и тех же значениях тока ротора примерно на 20 меньше выдержки времени второй ступени.
24702. ПОВРЕЖДЕНИЯ И НЕНОРМАЛЬНЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГЕН-В, ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К ЗАЩИТЕ ГЕНЕРАТОРОВ 41.5 KB
  Обмотка ротора гена находится под сравнительно невысоким напряжением и поэтому ее изоляция имеет значительно больший запас элой прочности чем изоляция статорной обмотки. Однако изза значительных механических усилий обусловленных большой частотой вращения роторов турбогенов относительно часто наблюдаются случаи повреждения изоляции и замя обмотки ротора на корпус т. Замыкание на корпус в одной точке обмотки ротора неопасно так как ток в месте замыкания очень мал и нормальная работа генератора не нарушается. При двойных...
24703. Общие принципы работы реле. Работа реле на переменном токе 91.5 KB
  Общие принципы работы реле. Работа реле на переменном токе. В устройствах РЗ и электрической автоматики применяются реле на базе электромеханических конструкций полупроводниковых приборах из отдельных диодов транзисторов и др. Электромеханические реле обладают большими габаритами значительным потреблением мощности требуют тщательного ухода имеют ограниченное быстродействие и чувствительность.