86691

Привод ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Каждая часть корпуса относительно другой фиксируется цилиндрическими или коническими штифтами. Одна вертикальная часть корпуса имеет фланец с отверстиями под болты для крепления к механизму.

Русский

2015-04-08

627.5 KB

1 чел.

Задание

   Спроектировать привод ленточного конвейера, показанного на рисунке 1, при следующих данных: диаметр барабана D = 300 мм, тяговое усилие на ленте F = 15000 Н, скорость ленты V = 0,3 м/с.

Рисунок 1.- Схема привода

 

      1. Кинематический расчет привода.

Принимаем коэффициент полезного действия передач, показанных на рисунке 1:

1) пары цилиндрических зубчатых колёс η1 = 0,98;

2) потери пары подшипников η2 = 0,99;

3 потери в опорах вала приводного барабана η3 = 0,99;

4) муфты η4 = 0,99;

       1.1. Определение общего коэффициента полезного действия.

                      .                       (1.1)

       1.2. Определение мощности на валу барабана.

                                                                       (1.2)

        1.3. Определение требуемой мощности электродвигателя.

                                   .                                 (1.3)

       1.4. Определение угловой скорости барабана.

                                                                               (1.4)

       1.5. Определение частоты вращения барабана.

                                                                     (1.5)

       1.6. Выбор электродвигателя.

По таблице П1 [1,стр.390] по требуемой мощности  с учетом возможностей привода, состоящего из редуктора (возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора ), выбираем электродвигатель синхронный серии 4А,закрытый обдуваемый: 4А132S2 У3, с параметрами  Р = 5,5 кВт, , s = 3,3 % (ГОСТ 19523 – 81).

Номинальная частота вращения , а угловая скорость

  Проверим общее передаточное отношение:

                                           .                                        (1.6)

Так как i 1 и 2 муфты равно еденице, то iр= i

1.7 Определяем передаточные числа быстроходной, промежуточной и тихоходной ступени.

                             (1.7)    

                             (1.8)

                                (1.9)

По стандартным рядам выбираем передаточное отношение (ГОСТ 2185 - 66 )

- быстроходной ступени  

- промежуточной ступени

- тихоходной ступени

Уточняем передаточное число редуктора.

                                  (1.10)

 

1.8 Расчет частот вращения, вращающих моментов, мощностей и угловых скоростей валов редуктора и приводного барабана.

Вал 1: , ,

Вал 2: , ,     , .

Вал 3: ,, , .

Вал 4: ,, , .

Вал 5: ,, , .

Вал 6: ,, , .

  Частоты вращения, угловые скорости, вращающие моменты, мощности, передаточные отношения и коэффициенты полезного действия приведены в таблице 1.

   Таблица 1.1 – Расчетные данные.

№ вала

n, об\мин

ω, рад\с

P, кВт

Т, Н·м

Передаточные

числа

КПД

1

967

101,26

5,5

54,31

5,6

x

x

ηм=0,99

x

x

2

967

101,26

5,33

52,69

x

ηред

=0,85

3

172,67

18,08

5,176

286,3

3,15

4

54,81

5,74

5,021

874,88

x

2,8

5

19,57

2,05

4,87

2376,66

x

6

19,57

2,05

4,72

2305,8

x

ηм=0,99

    

     2. Расчет зубчатых передач.

2.1. Выбор материала.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость 330 НВ; для колеса – Сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – 300 НВ.

2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

,                                       (2.1)

где:  σHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе          циклов.

 

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термической обработкой (улучшением): ;

        КНL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности .

 

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение выбирается по минимальному значению:

      

     для шестерни                 (2.2)

     для колеса         ;

Тогда расчетное контактное напряжение:

                .                   (2.3)

     2.3 Кинематический расчёт быстроходной ступени.

2.3.1. Расчет межосевого расстояния быстроходной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

,                (2.4)

   где Ка = 43 для прямозубых колес;

   передаточное число рассчитываемой быстроходной ступени;

     для косозубых

Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по

ГОСТ 2185 – 66* аw = 125 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 ÷ 0,02) аw = (0,01 ÷ 0,02) 125 = 1,25 ÷ 2,5 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 60* mn = 2,0 мм.

2.3.2. Расчет чисел зубьев шестерни и колеса.

 

     Угол наклона зубьев  принимаем β = 10º.

Определяем суммарное число зубьев.

                                         z= z1+ z2 ,                                                  (2.5)

;                            (2.6)

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

                                      (2.7)

                                   (2.8)

Уточняем передаточное число

                                       (2.9)

Уточняем угол наклона зубьев.

                    (2.10)

тогда,

Расхождение с принятым номинальным передаточным отношением не должно превышать 4%.

     Уточняем межосевое расстояние.

                (2.11)

      2.3.4. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

;                                (2.12)

.                            (2.13)

Проверка: . Принимаем aw =125мм.

Диаметры вершин зубьев:

;                           (2.14)

.

Диаметры впадин зубьев:

,                      (2.15)

.

Ширина:

а) колеса

;                              (2.16)

б) шестерни

.                                   (2.17)

 

2.3.5. Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

,                                   (2.18)  

 2.3.6. Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.

,                            (2.19)

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 – 81.

   2.3.7. Определение коэффициента нагрузки.

                                    (2.20)

Значение K при ψbd = 1,42 , твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K = 1,185.

   К = 1,065; для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем К = 1.       Таким образом, КН = 1,185 · 1· 1,065 =1,262

2.3.8. Проверка контактных напряжений.

,   (2.21)

 

2.3.9. Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная: .                                          (2.22)

Радиальная: .                             (2.23)

Осевая: .                                             (2.24)

2.3.10. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

,                              (2.24)               

Здесь коэффициент нагрузки КF = К · К. При ψbd = 1,42, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых

колес относительно опор КFβ = 1,39; КFυ = 1,1. Таким образом коэффициент КF =1,39 · 1,1 = 1,529; YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:

- у шестерни ;                                        (2.25)             

- у колеса .

    Тогда YF1 = 4,07; YF2 = 3,60.

Расчет допускаемого напряжения.

,                                         (2.26)

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350  .

Для шестерни ;для колеса .  - коэффициент безопасности, где ,  (для поковок и штамповок). Следовательно.

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни ;

б) для колеса .

                                                               

   Находим отношения :

а) для шестерни ;

б) для колеса .

 Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и K:

;                                  (2.27)

.                   (2.28)

 

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия  и 8-й степени точности

2.3.11. Поверка прочности зуба колеса.

;                                (2.29)

.

Условие прочности выполнено. Результаты расчетов зубчатой передачи приведены в таблице 2.

Таблица 2 .1 – Результаты расчетов зубчатой передачи.

Параметр

Размерность

Значение

Параметр

Размерность

Значение

-

5,6

b1

мм

55

aW

мм

125

b2

мм

50

mn

мм

2

VK

м/с

1,95

z1

-

19

Ft

Н

2730

z2

-

104

Fr

Н

1009,8

β

º

11040

Fa

Н

550,46

d1

мм

38,6

σH

МПа

555,94

da1

мм

42,6

[σH]

МПа

570

df1

мм

28,6

σF1

МПа

129,8

d2

мм

211,2

[σF1]

МПа

339,4

da2

мм

215,2

σF2

МПа

126

df2

мм

201,2

[σF2]

МПа

308,6

           2.3 Кинематический расчёт промежуточной ступени.

2.3.1. Расчет межосевого расстояния промежуточной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

,                

   где Ка = 43 для прямозубых колес;

   передаточное число рассчитываемой промежуточной ступени;

     для косозубых

 

     Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по

  ГОСТ 2185 – 66* аw = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 ÷ 0,02) аw = (0,01 ÷ 0,02) 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 60* mn = 3,0 мм.

2.3.2. Расчет чисел зубьев шестерни и колеса.

 

     Угол наклона зубьев  принимаем β = 10º.

Определяем суммарное число зубьев.

             z= z1+ z2 ,                                                  

;

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Уточняем передаточное число

Уточняем угол наклона зубьев.

тогда,

Расхождение с принятым номинальным передаточным отношением не должно превышать 4%.

     

        Уточняем межосевое расстояние.

 

      2.3.4. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

;

.

Проверка: . Принимаем aw =160мм.

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин зубьев:

,

.

Ширина:

а) колеса

;

б) шестерни

.

 

2.3.5. Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

,

 2.3.6. Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.

,

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 – 81.

   2.3.7. Определение коэффициента нагрузки.

Значение K при ψbd =0,9 , твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K = 1,1.

   К = 1,06; для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем К = 1.       Таким образом, КН = 1,1 · 1· 1,06 =1,166

2.3.8. Проверка контактных напряжений.

,

 

2.3.9. Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная: .                                          

Радиальная: .                             

Осевая:  Н.                                             

2.3.10. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

,

Здесь коэффициент нагрузки КF = К · К. При ψbd = 0,9, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFβ = 1,2; КFυ = 1,1. Таким образом коэффициент КF =1,2 · 1,1 = 1,32; YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:

- у шестерни ;                                        

- у колеса .

    Тогда YF1 = 3,89; YF2 = 3,601.

Расчет допускаемого напряжения.

,

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350  .

Для шестерни ;для колеса .  - коэффициент безопасности, где ,  (для поковок и штамповок). Следовательно.

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни ;

б) для колеса .

                      

                           

   Находим отношения :

а) для шестерни ;

б) для колеса .

 Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и K:

;

.

 

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия  и 8-й степени точности

2.3.11. Поверка прочности зуба колеса.

;                                (2.29)

.

Условие прочности выполнено. Результаты расчетов зубчатой передачи приведены в таблице 2.

Таблица 2 .2 – Результаты расчетов зубчатой передачи.

Параметр

Размерность

Значение

Параметр

Размерность

Значение

-

3,15

b1

мм

69

aW

мм

160

b2

мм

64

mn

мм

3

VK

м/с

0,68

z1

-

25

Ft

Н

7514,4

z2

-

80

Fr

Н

2480,3

β

º

11026

Fa

Н

1343,1

d1

мм

76,2

σH

МПа

555,94

da1

мм

82,2

[σH]

МПа

570

df1

мм

68,7

σF1

МПа

156,7

d2

мм

243,8

[σF1]

МПа

339,4

da2

мм

249,8

σF2

МПа

140

df2

мм

236,3

[σF2]

МПа

308,6

      2.3 Кинематический расчёт тихоходной ступени.

2.3.1. Расчет межосевого расстояния тихоходной ступени из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

,                

   где Ка = 43 для прямозубых колес;

   передаточное число рассчитываемой промежуточной ступени;

     для косозубых

Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по

  ГОСТ 2185 – 66* аw = 224 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 ÷ 0,02) аw = (0,01 ÷ 0,02) 224 = 2,24 ÷ 4,48 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 60* mn = 4 мм.

2.3.2. Расчет чисел зубьев шестерни и колеса.

 

     Угол наклона зубьев  принимаем β = 10º.

Определяем суммарное число зубьев.

             z= z1+ z2 ,                                                  

;

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Уточняем передаточное число

Уточняем угол наклона зубьев.

тогда,

Расхождение с принятым номинальным передаточным отношением не должно превышать 4%.

     

        Уточняем межосевое расстояние.

 

      2.3.4. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

;

.

Проверка: . Принимаем aw =224мм.

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Диаметры впадин зубьев:

,

.

Ширина:

а) колеса

;

б) шестерни

.

 

2.3.5. Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

,

 2.3.6. Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.

,

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 – 81.

   2.3.7. Определение коэффициента нагрузки.

Значение K при ψbd =0,8 , твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K = 1,08.

   К = 1,06; для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем К = 1.       Таким образом, КН = 1,08 · 1· 1,06 =1,1448

2.3.8. Проверка контактных напряжений.

,

 

2.3.9. Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная: .                                          

Радиальная: .                             

Осевая:  Н.                                             

2.3.10. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

,

Здесь коэффициент нагрузки КF = К · К. При ψbd = 0,8, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFβ = 1,17; КFυ = 1,1. Таким образом коэффициент КF =1,17 ·1,1 =1,287; YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ:

- у шестерни ;                                        

- у колеса .

    Тогда YF1 = 3,79; YF2 = 3,605.

Расчет допускаемого напряжения.

,

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350  .

Для шестерни ;для колеса .  - коэффициент безопасности, где ,  (для поковок и штамповок). Следовательно.

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни ;

б) для колеса .                                                   

   Находим отношения :

а) для шестерни ;

б) для колеса .

 Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и K:

;

.

 

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия  и 8-й степени точности

2.3.11. Поверка прочности зуба колеса.

;                                (2.29)

.

Условие прочности выполнено. Результаты расчетов зубчатой передачи приведены в таблице 2.

Таблица 2.3  – Результаты расчетов зубчатой передачи.

Параметр

Размерность

Значение

Параметр

Размерность

Значение

-

2,8

b1

мм

97,6

aW

мм

224

b2

мм

89,6

mn

мм

4

VK

м/с

0,33

z1

-

29

Ft

Н

14815,9

z2

-

81

Fr

Н

5490,6

β

º

12040

Fa

Н

3160

d1

мм

118,1

σH

МПа

555,68

da1

мм

126,1

[σH]

МПа

570

df1

мм

108,1

σF1

МПа

160,57

d2

мм

329,9

[σF1]

МПа

339,4

da2

мм

337,9

σF2

МПа

150

df2

мм

319,9

[σF2]

МПа

308,6

 

3. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1 Диаметр ведущего вала

                                                                                (3.1)

где Тк2 – крутящий момент на ведущем валу, Тк1 = 52,69 Н м;

   [к ] – пониженное значение допускаемого напряжения

   [к ] = 20 МПа

Принимаем конец ведущего вала цилиндрический. Для соединения ведущего вала с компенсационной муфтой с валом электродвигателя dдв = 38 мм, принимаем dв2 = 32 мм ([2], с. 391, П. 2). Диаметр вала под подшипниками dп2 = 40 мм. Шестерню 1 выполняем за одно целое с валом.

3.2 Диаметр промежуточного вала 1 .

                     (3.2)

где Тк3 – крутящий момент на промежуточном валу,

   Тк3 = 286,3 Н м;

   [к ] – пониженное значение допускаемого напряжения,

   [к ] = 20 МПа

Принимаем ближайшее большее значение dв3 = 45 мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками принимаем dп3 = 50 мм, шестерню изготавливаем за одно с валом, диаметр вала под колесом принимаем dк3 = 50 мм.

3.3 Диаметр промежуточного вала 2.

                                                  (3.3)

где Тк4 – крутящий момент на промежуточном валу,

   Тк4 = 874,88 Н м;

   [к ] – пониженное значение допускаемого напряжения,

   [к ] = 20 Мпа

Принимаем ближайшее большее значение dв4 = 60 мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками принимаем dп4 = 60 мм, шестерню изготавливаем за одно с валом, диаметр вала под колесо принимаем dк4 = 65 мм.

3.4 Диаметр ведомого вала

                     (3.4)

где Тк5 – крутящий момент на ведомом валу,

   Тк5 = 2305,8 Н м;

   [к ] – пониженное значение допускаемого напряжения

   [к ] = 20 МПа

Принимаем конец ведущего вала цилиндрический. Ближайшее большее значение dв5 =95мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками

принимаем dп5 = 100 мм, диаметр вала под колесом принимаем dк5 =100мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

  

             4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1 Быстроходный вал.

 

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше: d1 =38,6 мм;

 dа1 = 42,6мм; b1 =55мм.

4.2 Первый промежуточный вал.

Размеры шестерни определены выше: d3 =76,2мм; dа3=82,2 мм; b3=69 мм.

Колесо первого промежуточного вала кованое ([2] см. рис. 10.2 и табл. 10.1): d2 =211,2 мм; dа2 =215,2мм; b2=50 мм.

Диаметр ступицы:   dСТ = 1,6 · dК3       (4.1)

dСТ = 1,6 · dК3 = 1,6·50=80 мм.

Толщина обода принимаем  = 5 мм

Толщина диска:     С = 0,3·b2       (4.2)

С = 0,3·b2 = 0,3·50=15 мм.

4.3 Второй промежуточный вал

Колесо второго промежуточного вала кованое ([2] см. рис. 10.2 и табл. 10.1): d4 =118,1мм;

 dа4 =126,1 мм; b4 =94,6мм.

Диаметр ступицы:    dСТ = 1.6· dК4      (4.3)

dСТ= 1,6·75=120мм.

Толщина обода принимаем  = 8 мм

Толщина диска:       С = 0,3в4                  (4.4) 

С =0,3·94,6=28,4мм

Размеры шестерни определены выше: d5 =243,8 мм; dв5=249,8мм; в5 =64мм.

4.4 Тихоходная ступень:

Колесо тихоходнаго вала кованое ([2] см. рис. 10.2 и табл. 10.1):

d6 = 329,9мм; dа6 =337,9 мм;   в6=89,6 мм.

 

Диаметр ступицы:        dСТ = 1,6 · dК6       (4.5)

dСТ = 1,6 · dК6 = 1,6 ·110 =176мм;

длину ступицы принимаем lСТ = 175 мм

Толщина обода принимаем  = 10 мм

Толщина диска:     С = 0,3·b6        (4.6)

С = 0,3·b6 = 0,3·89,6=26,8мм

     

           5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

  Толщина стенок корпуса и крышки:

                        =0,025·а+1                                                 (5.1)

=0,025·а+1=0,025·224+1 =10,6 мм, принимаем  = 12 мм; 

                         1=0,02·а+1                                                 (5.2)

1=0·а+1=0,02·350+1 = 8 мм,

принимаем 1 =8 мм. ([2.] стр.241. табл. 10.2) 

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и корпуса крышки

                        в = 1,5·                                                    (5.3)

в = 1,5· = 1,5 · 12= 18 мм;

                          в1=1,5·1                                                    (5.4)

в1=1,5·1=1,5·8= 12 мм;

нижнего пояса корпуса

                          р = 2,35·                                                   (5.5)        

р = 2,35·=2,35·12=28.2 мм, принимаем р=29 мм.

Диаметр болтов:

- фундаментальных d1 = (0,03   0,036)·а +12  = (0,03 0,036)·224+12 =18,7 мм

принимаем болты с резьбой М 20

- крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,7 0,75)d1 = (0,7 0,75) ·20  =14 15  мм; принимаем болты с резьбой М 14.

- соединяющих крышку с корпусом d3 =(0,5 0,6)·d1=(0,5 0,6)·20 =11 мм; принимаем болты с резьбой М 12.

6. Первый этап компоновки

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочек относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посредине листа параллельно его длине проводим горизонтальную линию - оси валов на расстоянии 125 мм. 160 мм. и 224 мм., соответственно между быстроходной и первым промежуточным валом, между промежуточными валами, и вторым промежуточным и тихоходным валом.

Вычерчиваем упрощенно шестерни и колеса; шестерни выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца.

Вычерчивая внутреннюю стенку корпуса:

а) принимая зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса А1=1,2·; при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=;

в) приймим расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=.

Учитывая диаметры валов под подшипники принимаем шарикоподшипники шариковыеоднорядные легкой.

Таблица 5.1 – Параметры подшипников

Условное обозначение подшипников

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм.

C

C0

206

30

62

16

19,5

10

209

45

85

19

33,2

18,6

212

60

110

22

55

31

220

100

180

34

124

79

Принимаем для подшипников пластичный смазывающий материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны

зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=812 мм.

 Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=42,9 мм. и l1=12,7 мм, на первом промежуточном валу l2=34,3 мм. и l1=6,3 мм, на втором промежуточном валу l3=26,3 мм. и l1=25,6 мм, на тихоходном валу l4=8,8 мм.

    

     

    

7.Проверка долговечности подшипников.

7.1Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем Ft=2730 Fr=1008,8 Н, Fa=481,4и из первого этапа компоновки с1 = 85мм, f1 = 125,5мм.

М1 = Fa1 · d2 /2 = 481,4· 42,6/2=10253,8 (Н · мм).

Рисунок 7.1Схема нагружения вала.

7.1.1 Рассмотрим силы, действующие на ведущий вал в плоскости xz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.1.2 Рассмотрим силы, действующие на ведущий вал в плоскости уz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку.

, откуда

7.1.3 Определяем суммарные реакции.

                                                      (7.1)

                            

                                     (7.2)

7.1.4 Рассмотрим правый подшипник.

осевую нагрузку учитываем

7.1.5Определяем эквивалентную нагрузку:

                               (7.3)

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1,0;

   Х = 0,56 ([2], табл. 9.18, с. 213);

   Y = 1,71 (приложение П7, с. 402);

   Кб = 1 ,0 , так как нагрузка на подшипник спокойная без толчков ([2], табл. 9.19, с. 214);

   КТ = 1,0, так как рабочая температура подшипника < 1250С

7.1.6. Расчетная долговечность правого подшипника, млн. об. ([2], с.211, ф.9.1):

                                              (7.4)

7.1.7. Расчетная долговечность правого подшипника, час ([2], с. 211, ф. 9.2):

                                                      (7.5)

7.2 Рассмотрим промежуточный вал 1.

7.2.1 Запишем известные силы, действующие на вал:

Ft1 =7514 Н., Fa1 =1343,1Н., Fr1 =2480,3 Н.,

М1 = Fa1 · d2 /2 =55067,1(Н · мм)., Ft2 =2730 Н., Fa2 =481,4Н.,Fr2 =1008,9Н.

М2 = Fa2 · d3 /2 =52280 (Н · мм).

Предварительно осуществив компоновку редуктора, мы получили: с2 = 60 мм., f2 =50 мм., l2 = 69,5мм

Рисунок 7.2 Схема нагружения вала.

7.2.2 Рассмотрим силы, действующие на промежуточный вал в плоскости xz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.2.3 Рассмотрим силы, действующие на промежуточный вал в плоскости уz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.2.4 Определяем суммарные реакции

                                                 (7.6)

                                                  (7.7)

 

7.2.5 Определяем осевые нагрузки подшипников:

7.2.6 Рассмотрим правый подшипник:

осевую нагрузку учитываем

7.2.7.1 Определяем эквивалентную нагрузку:

                                    (7.8)

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1,0;

   Х = 0,56[2], табл. 9.18, с. 213);

      Y = 1.45 (приложение П7, с. 402);

   Кб = 1,0, так как нагрузка на подшипник спокойная без толчков ([2], табл. 9.19, с. 214);

   КТ = 1,0, так как рабочая температура подшипника < 1250С

7.2.7.2 Расчетная долговечность правого подшипника, млн. об. ([2], с. 211, ф. 9.1):

                                              (7.9)

7.2.7.3 Расчетная долговечность правого подшипника, час ([2],
с. 211, ф. 9.2):

                                                  (7.8)

7.3 Рассмотрим промежуточный вал 2.

7.3.1 Запишем известные силы, действующие на вал:

Ft2 = 2730 Н., Fa2 =481.4Н., Fr2 =1008.9Н,

М2 = Fa2 · d4 /2 =60126,8  (Н · мм)., Ft3 =14815,9Н, Fa3 =3160 Н.,

Fr3 =5490,6Н., М3 = Fa3 · d5 /2 =199080 (Н · мм).

Предварительно осуществив компоновку редуктора, мы получили: с3 = 80 мм., f3 =58 мм., l3 =157 мм.

Рисунок 7.3 Схема нагружения вала.

7.3.2 Рассмотрим силы, действующие на промежуточный вал в плоскости xz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.3.3 Рассмотрим силы, действующие на промежуточный вал в плоскости уz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.3.4 Определяем суммарные реакции

                                      (7.9)

                                   (7.10)

7.3.5 Определяем осевые нагрузки подшипников ([2], табл. 9.21, с.217):

7.3.6 Рассмотрим правый подшипник:

осевую нагрузку учитываем

7.3.6.1 Определяем эквивалентную нагрузку:

                                 (7.11)

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1,0;

   Х = 0,56 ([2], табл. 9.18, с. 213);

   Y = 1,45 ([3] c.200);

   Кб = 1,0, так как нагрузка на подшипник спокойная без толчков ([2], табл. 9.19, с. 214);

   КТ = 1,0, так как рабочая температура подшипника < 1250С

7.3.6.2 Расчетная долговечность правого подшипника, млн. об. ([2], с. 211, ф. 9.1):

                                               (7.12)

7.3.6.3 Расчетная долговечность правого подшипника, час ([2],
с. 211, ф. 9.2):

                                          (7.13)

7.4 Рассмотрим ведомый вал.

7.4.1 Запишем известные силы, действующие на вал:

Ft4 =14815,9Н, Fa4 =3160 Н., Fr4 =5490,6Н

М4 = Fa4 · d6 /2 =533882(Н · мм).

Примем, что ведомый вал редуктора соединяется с конвейером посредством цепной передачи. Тогда нагрузка на вал со стороны передачи, Fвх = Fву =15000 Н.

Предварительно осуществив компоновку редуктора, мы получили: с4 =177 мм., f4 =265 мм., l4 =76,8мм.

Рисунок 7.4 Схема нагружения вала.

7.4.2 Рассмотрим силы, действующие на ведомый вал в плоскости xz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.4.3 Рассмотрим силы, действующие на ведущий вал в плоскости уz. Составим уравнения равновесия:

, откуда

, откуда

Выполняем проверку

, откуда

7.4.4 Определяем суммарные реакции

                                                (7.14)

                                    (7.15)

7.4.5 Рассмотрим правый подшипник:

осевую нагрузку  не учитываем

7.4.5.1 Определяем эквивалентную нагрузку:

       

                               (7.16)

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1,0;

   Кб = 1,0, так как нагрузка на подшипник спокойная, без толчков ([2], табл. 9.19, с. 214);

   КТ = 1,0, так как рабочая температура подшипника < 1250С

7.4.5.2 Расчетная долговечность правого подшипника, млн.об. ([2], с.211,ф. 9.1):

                                (7.17)

7.4.5.3 Расчетная долговечность правого подшипника, час ([2],с. 211, ф. 9.2):

                                          (7.18)

8.Второй этап компоновки редуктора

Второй этап имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей. На поверхности зубьев назначаем термообработку- цементацию до 56…62 HRCэ, В связи с маленькими габаритами редуктора.

8.1 Рассмотрим ведущий вал

Шестерню на валу вычерчиваем размерами, определенными в разделе 4.

Вал под подшипниками имеет диаметр 40мм.

Фиксируются левый и правый подшипники, упираясь внешним кольцом во втулки, которые расположены перед крышками, а внутренним упором служит место перехода ф45 мм.

8.2 Рассмотрим промежуточный вал 1

Зубчатое колесо первой ступени на валу вычерчиваем размерами, определенными в разделе 2. Под колесом диаметр вала 50 мм, ширина участка вала под колесом b = 50 мм. Для фиксации зубчатое колесо упирается в шестерню второй ступени, изготовленную за одно целое с валом.

Вал под подшипниками имеет диаметр 45 мм.

Для фиксации внутренних колец подшипников левый подшипник удерживается за счет изменения диаметра вала от 45 мм. до 50 мм., а правый подшипник - посредством втулки.

Для фиксации внешних колец левого и правого подшипников предназначены крышки со втулками. С обоих сторон крышки подшипников глухие, так как вал не имеет выхода для крепления полумуфт, звездочек, шкивов и т. д.

8.3 Рассмотрим промежуточный вал 2

Зубчатое колесо второй ступени на валу вычерчиваем размерами, определенными в разделе 2. Под колесом диаметр вала 65 мм, ширина участка вала под колесом b = 64 мм. Для фиксации зубчатое колесо упирается в шестерню третьей ступени, изготовленную за одно целое с валом.

Вал под подшипниками имеет диаметр 60 мм.

Для фиксации внутренних колец подшипников левый и правый подшипник - удерживается посредством втулки.

Для фиксации внешних колец левого и правого подшипников предназначены крышки. С обоих сторон крышки подшипников глухие, так как вал не имеет выхода для крепления полумуфт, звездочек, шкивов и т. д.

8.4 Рассмотрим ведомый вал

Зубчатое колесо третьей ступени на валу вычерчиваем размерами, определенными в разделе 2.

Вал имеет диаметр под подшипниками 100мм. и под зубчатым колесом 110мм. Для фиксации колеса и левого подшипника на валу предусмотрены ступени с переходами от 100мм. до 110мм. и 100мм. на 115 мм. диаметром 329,9мм.

Для фиксации внешних колец подшипников предназначены крышки подшипников, сквознае и глухая.

Для крепления барабана на валу имеется муфта предохранительная  с разрушающимся элементом диаметром d = 100 и длиной l =200 мм.

На входном валу закреплена компенсационная муфта с диаметром 38 мм и длинной 70 мм марки 1642-14 по ГОСТ 20742 – 81.

8.5 Остальные элементы редуктора (корпус и крепежные болты) вычерчиваются по размерам, определенным в разделе 4.

9. Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1 Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбираем по          ГОСТ 23360-78.

9.2 Принимаем материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

9.3 Расчет шпонки под полумуфту на ведущем валу:

9.3.1 Определяем напряжения смятия

                                        (9.1)

где d - диаметр вала под шпонкой, d = 32 мм;

   h - высота шпонки, h = 8,0 мм ([2], табл. 8.9, с. 169);

   t1 - глубина шпоночного паза на валу, t1 =5 мм ([2], табл. 8.9);

   l - длина шпоночного паза на валу, l = 50 мм ([2], табл. 8.9);

   b - ширина шпоночного паза на валу, b = 10 мм ([2], табл. 8.9);

    - допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,              = 120 МПа

9.3.2 Проверяем условие прочности

                                                                               (11.2)     

Условие прочности выполняется.

9.4 Расчет шпонки под зубчатое колесо на промежуточном валу 1

9.4.1 Определяем напряжения смятия. Для обеспечения потребной прочности принимаем две шпонки:

         

где d - диаметр вала под шпонкой, d = 50 мм;

   h - высота шпонки, h = 10 мм ([2], табл. 8.9);

   t1 - глубина шпоночного паза на валу, t1 = 6 мм ([2], табл. 8.9);

   l - длина шпоночного паза на валу, l = 45 мм ([2], табл. 8.9);

   b - ширина шпоночного паза на валу, b = 16 мм ([2], табл. 8.9)

    - допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,              = 100120 МПа

9.4.2 Проверяем условие прочности

Условие прочности выполняется.

9.5 Расчет шпонки под зубчатое колесо на промежуточном валу 2

9.5.1 Определяем напряжения смятия. Для обеспечения потребной прочности принимаем две шпонки:

где d - диаметр вала под шпонкой, d = 75 мм;

   h - высота шпонки, h = 14 мм ([4], табл. 109);

   t1 - глубина шпоночного паза на валу, t1 = 9 мм ([4], табл. 109);

   l - длина шпоночного паза на валу, l = 56 мм ([4], табл. 109);

   b - ширина шпоночного паза на валу, b = 22 мм ([4], табл. 109)

    - допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,              = 100120 МПа

9.5.2 Проверяем условие прочности

Условие прочности выполняется.

9.6 Расчет шпонки под зубчатое колесо на ведомом валу

9.6.1 Определяем напряжения смятия. Для обеспечения потребной прочности принимаем две шпонки:

где d - диаметр вала под шпонкой, d = 110 мм;

   h - высота шпонки, h = 16 мм ([2], табл. 8.9);

   t1 - глубина шпоночного паза на валу, t1 = 10 мм ([2], табл. 8.9);

   l - длина шпоночного паза на валу, l = 80 мм ([2], табл. 8.9);

   b - ширина шпоночного паза на валу, b = 28 мм ([2], табл. 8.9)

    - допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,              = 100120 МПа

9.6.2 Проверяем условие прочности

Условие прочности выполняется.

10. Уточненный расчет валов

10.1 Рассмотрим первый промежуточный вал

10.1.1 Материал вала такой же, как и шестерни второй ступени - сталь 45, термообработка - закалка. Определяем среднее значение предела прочности В = 570 МПа.

10.1.2 В данном случае опасное сечение будет проходить через центр шпоночного паза, который в свою очередь является концентратором напряжений.

10.1.3 Определяем изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

10.1.4 Определяем суммарный изгибающий момент

                                                                               (10.1)                

10.1.5 Момент сопротивления сечения

                                                    (10.2)         

10.1.6 Амплитуда нормальных напряжений

                                                                              (10.3)                  

10.1.7 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

                            (10.4)

где k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

k = 1,75;

    - масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,66;

   V - амплитуда цикла нормальных напряжений

10.1.8 Полярный момент сопротивления                          

                                         (10.5)

10.1.9 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

                                                                    (10.6)                     

10.1.10 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

                                                                        (10.7)                   

где k - эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения k = 1,6;

    - масштабный фактор для напряжений кручения = 0,66;

 

    = 0,1;

   V - амплитуда цикла напряжений кручения;

   т - среднее напряжение цикла напряжений кручения

10.1.11 Коэффициент запаса прочности

                                                                            (10.8)                  

11. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчиваем в трех проекциях на листе формата А1 (594х841)  в масштабе 1:2.5 с основной надписью и спецификацией

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора.

 Конструкция корпуса состоит из трех частей, две из которых по вертикальной плоскости соединены болтами, а к ним присоединена нижняя часть.

  Каждая часть корпуса относительно другой фиксируется цилиндрическими или коническими штифтами. Одна вертикальная часть корпуса имеет фланец с отверстиями под болты для крепления к механизму.

  Валы установлены на однорядных шарикоподшипниках. Осевой зазор в подшипниках регулируется кольцами, установленными между наружным кольцом подшипника и торцевой крышкой.

 

12 Выбор сорта масла и описание системы смазывания зацеплений и подшипников

12.1 Определяем вязкость масла ([2], табл. 10.8, с. 253):

При больших контактных напряжениях для третьей ступени редуктора Н = 555.68 МПа  окружной скорости для первой ступени редуктора V =1,95 м/с, принимаем вязкость масла приблизительно равной 34 · 10-6 м2/с.

12.2 Выбираем сорт масла ([2], табл. 10.10, с. 253):

Принимаем масло индустриальное марки И-40А ГОСТ 20799-75.

12.2 Смазывание зубчатого зацепления:

Масло к зубчатым передачам подается плунжерным насосом, приводимый в движение при вращении тихоходного колеса, у которого с торцевой поверхности выполнена спиральная канавка.

12.3 Смазывание подшипников.

Принимаем для подшипников качения картерную систему смазывания (смазывание разбрызгиванием). Эту систему смазывания применяют, когда подшипники установлены в корпусах, не изолированных от общей системы смазки узла. Вращающиеся детали (в данном случае зубчатые колеса), соприкасаясь с маслом, залитым в картер, при вращении разбрызгивают масло, которое попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников. Сорт масла выбираем тот же что  для смазывания зубчатых зацеплений.

12.4 Объем заливаемого масла:

По ([1], табл.1 с. 143) принимаем объем заливаемого масла 5 литров.

13. Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживаем мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 0С. Для нормальной работы подшипников необходимо обеспечить создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, для чего подшипники регулируем набором тонких металлических прокладок, устанавливая их под фланцы крышек подшипников.

- на ведомый вал закладываем шпонку 28 х 16 х 80 и напрессовываем зубчатое колесо до упора; затем подшипники. В таком сборе, вал устанавливают в корпус.

Надеваем крышку корпуса, предварительно покрывая поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов и затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу. Ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем уплотнения. Проверяем, проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки.

Ввертываем пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловой масло указатель.

В корпус заливаем масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе технических условий.

Литература

1) Приводы машин: Атлас конструкций: В 5 ч. Ч І. Редукторы и мотор-редукторы. Конструкция, параметры и основы конструирования: Учеб. пособие/П. Н. Учаев, А. В. Васильев, Е. Д. Роговой и др.; Под общ. ред. П. Н. Учаева. - К.: Вища шк., 2001. - 455 с.

2) Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3) ГОСТ 333-79. Подшипники роликовые конические однорядные. Москва, издательство стандартов, 1989г.

4) Справочное руководство по черчению: В.Н. Богданов, И.Ф. Малежник. Москва, Машиностроение, 1989г.

5) Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Анурьев В.И.    В 3-х т. Т 2-5-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение,1980. - 559 с., ил.


Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

ата

Арк.

                             

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

                             ПЛК 61.06.00.00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

                             ПЛК 61.06.00.00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

56

                             ПЛК 61.06.00.00 ПЗ


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

76395. Конституционно-правовая ответственность 35 KB
  Конституционно правовая ответственность. Конституционноправовая ответственность– обязанность субъекта правоотношения гражданина органа власти должностного лица претерпевать неблагоприятные последствия в виде ограничений личного или имущественного характера своих незаконных действий бездействий установленная Конституцией РФ и другими федеральными законами. Как и любая другая юридическая ответственность конституционноправовая возникает вследствие совершения субъектом правоотношения виновного правонарушения. 29 устанавливается...
76396. Источники конституционного права как отрасли права 46 KB
  Следует выделить нормативные правовые акты действующие: на всей территории Российской Федерации; только на территории конкретного субъекта Федерации; на территории муниципального образования. Среди актов первого вида особое место занимает Конституция Российской Федерации. Законы и иные правовые акты принимаемые в Российской Федерации не должны противоречить ее Конституции ст. К источникам конституционного права относятся Федеральные конституционные законы: Об Уполномоченном по правам человека в Российской Федерации 1997 г.
76397. Конституция Российской Федерации 32.5 KB
  Конституция Российской Федерации. Конституция РФ является основным источником любой отрасли национального права и в первую очередь конституционного. Специфика Конституции как основного источника конституционного права выражается в следующем: 1 Конституция принимается народом или от имени народа она является высшей формой воплощения государственной воли народа. Российская Конституция 1993 года была принята на референдуме который является высшим непосредственным выражением власти народа; 2 конституционные нормы имеют учредительный характер...
76402. Принцип инвариантности 63.25 KB
  Так как в самонастраивающихся системах функция качества управления может изменяться под действием параметрических и внешних возмущений то компенсируя влияние этих возмущений можно добиться стационарности функции качества и обеспечить работу системы в экстремальном режиме. Пусть система автоматического управления описывается уравнениями вида где регулируемые координаты; дифференциальные операторы полиномы от с переменными коэффициентами;внешние возмущения; или в более компактной форме При действии параметрических возмущений происходит...
76403. Повышение порядка астатизма 40.51 KB
  Увеличение коэффициента усиления разомкнутой системы; 2. Увеличение коэффициента усиления разомкнутой системы является наиболее эффективным методом. Увеличить коэффициент усиления разомкнутой системы можно например за счет увеличения коэффициента усиления электронного усилителя. Увеличение коэффициента усиления разомкнутой системы приводит к уменьшению ошибок во всех типовых режимах т.