87040

Расчет привода элеватора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В данной работе произведен расчет привода элеватора. Расчет проводился следующими действиями: силовой и кинематический, закрытой конической передачи, открытой клиноременной передачи, произвели предварительный расчет валов привода...

Русский

2015-04-13

369 KB

2 чел.

РЕФЕРАТ

Бравиков Д.Г. Расчет привода элеватора:

Пояснительная записка по курсу «Приклодная механика». – Челябинск: ЮурГУ, 2005. – 24с., 11 рис., 2табл., библиография литературы – 2 наименования.

Аннотация

В данной работе произведен расчет привода элеватора. Расчет проводился следующими действиями: силовой и кинематический, закрытой конической передачи, открытой клиноременной передачи, произвели предварительный расчет валов привода, определили конструктиыные размеры шкивов, колеса конического, корпуса редуктора, ориентировочно выбрали подшипники, муфту, привели расчетную схему вала, проверили работоспособность подшипников, шпоночных соединений вала, уточнили расчет тихоходного вала редуктора, определили смазку. В работе такде приведены конструктивные схемы конического колеса, покзано коническое зацепление колес, рабочая ширина шкива, нарисован быстроходный вал, тихоходный вал и вал барабана, построены эпюры изгибающих и крутящего момента.

Задание на проектирование

Привод элеватора

1 - электрический двигатель;

2 - клиноременная передача;

3 - редуктор конический;

4 - упругая муфта;

5 - элеватор ковшовый.

Исходные данные:

Ft = 1,2 кН;

V = 0,8 м/с;

D = 200 мм;

L = 5000 час.

Режим нагружения 2.

Обозначения валов привода:

Вал 1 ─ быстроходный вал привода (вал электродвигателя);

Вал 2 ─ быстроходный вал редуктора;

Вал 3 ─ тихоходный вал привода (т/вал редуктора + вал барабана).

ВВЕДЕНИЕ

Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.

Редуктор – законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъемными устройствами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм.

В корпусе редуктора размещена зубчатая передача, неподвижно закрепленная на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения.

Потребности народного хозяйства многообразны, в связи с чем число разновидностей редукторов велико.

Одноступенчатые редукторы. Компоновочные возможности одноступенчатых редукторов весьма ограничены и сводятся в основном к расположению осей валов в пространстве. Выбор расположения осей определяется удобством общей компоновки машины.

Конструктивные технологические решения при создании редукторов определяются их главным параметром, требуемой твердостью поверхностей зубьев, необходимой степенью точности передач, а также характером их производства (серийностью выпуска).

Размеры редуктора, характеризуемые его главным параметром, определяют размеры оборудования, необходимого для обработки его деталей. Твердость рабочих поверхностей зубьев обслуживает применение конкретного термического оборудования и технологии, связанных с зубообработкой.

Необходимая степень точности станков и инструмента, а также организацию технологического процесса. Характер производства (серийность выпуска) предопределен и характер оборудования – универсальное, специализированное или специальное.

Мелкие редукторы часто изготавливают крупными партиями (не более 100 шт. в год)

Привод механизма, разрабатываемый в курсовом проекте, осуществляется электродвигателем переменного тока с синхронной частотой вращения, равной 750, 1000, 1500 и 3000 мин-1.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Общий КПД привода

ηоб = ηз* ηpп ,    [1] с.4

где ηp = 0,97 ― КПД клиноременной передачи

ηз = 0,97 ― КПД закрытой конической передачи

ηп = 0,99 ― потери на трение в каждой паре подшипников (всего 4 пары в приводе)

ηоб = 0,97*0,97*0,994 = 0,913

Мощность на валу барабана

Рб = Ft*V = 1.2*0.8 = 0,96 кВт,   [1] с.7

Потребная мощность на валу электродвигателя

Ртр = Рбоб = 2,88/0,908 = 1,05 кВт

Частота вращения вала барабана

nб = 60*V/(π*D) = 60*0,8*103/3,14*200 = 76,39 об/мин

Рекомендуемое передаточное число привода

iпр = iс*iр,    [1] с.7

iр = 2 ÷ 4 ―оптимальная величина передаточных чисел ременной передачи;

iз = 2 ÷ 6 ― оптимальная величина передаточных чисел зубчатых передач;

iпр = (2 ÷ 4)*( 2 ÷ 6) = 4 ÷ 24.

Рекомендуемая частота вращения вала электродвигателя

nдв= nб*iпр = 76,39*(4 ÷ 24) = 306 ÷ 1834 об/мин

Выбор электродвигателя

Принимаем, что электродвигатель будет трехфазный асинхронный с короткозамкнутым ротором 4A90L6

Рдв = 1,5 кВт;         S = 6,4 %;        Тп/Tн = 2,0;       nc = 100 об/мин.

Номинальная частота вращения электродвигателя

nдв = nc*(1- S) = 750*(1-0,045) = 936 об/мин

Передаточное число привода

iпр = nдв/ nб= 936/76,39 = 12,25

Принимаем предварительно iр = 4

iз = iпр/ ip = 9,368/4 = 3,06

Принимаем iз = 3,15 по ГОСТ 12289―76

ip= iпр/ iз = 12,25/3,15 = 3,89

Силовые и кинематические параметры на валах привода

― мощность

Р1 = Ртр = 1,05 кВт

Р2 = Р1* ηp* ηп2 = 1,05*0,97*0,992 = 1,0 кВт

Р3 = Рб = Р2* ηз* ηп2 = 1,0*0,97*0,992 = 0,96 кВт

― частота вращения вала

n1 = nдв = 936 об/мин

n2 = n1/ nо = 936/3,89 = 241 об/мин

n3 = nб = n2/ iз = 241/3,15 = 76,39 об/мин

― окружная скорость

ω1 = (π* n1)/30 = 3,14*936/30 = 98 с-1

ω2 = (π* n2)/30 = 3,14*241/30 = 25,22 с-1

ω3 = (π* n3)/30 = 3,14*76,39/30 = 8 с-1

― вращающий момент

Т1 = Р1/ ω1 = 1,05*103/98 = 10,7 Н*м

Т2 = Р2/ ω2 = 1,0*103/25,22 = 38 Н*м

Т3 = Р3/ ω3 = 0,96*103/8 = 120 Н*м

Таблица силовых и кинематических параметров на валах привода

вала

Р,

кВт

n,

об/мин

ω,

с-1

Т,

Н*м

1

1,05

936

98

10,7

2

1,0

241

25,22

38

3

0,96

76,39

8

120

2. Расчет закрытой конической передачи.

u = 3,15

Выбор материала колес

Шестерня (№1) ― сталь 40Х ГОСТ 4543―71, таким образом, улучшеная с твердостью HB 270

Колесо (№2) ― сталь 40Х ГОСТ 4543―71, таким образом, улучшеная с твердостью HB 245

(пологая, что диаметр заготовки шестерни не привысит 120 мм).

Допускаемое контактное напряжение

Расчет для колеса т.к. твердость меньше

[σн] = (σн lim b/[SH])*KHL,         [1] с.33

где σн lim b  = 2*НВ+70        [1] табл.3.2

σн lim b 2 = 2*245+70 = 560 МПа

коэффициент безопасности [SH] = 1,15 ,    [1] с.33; при длительной эксплуатации коэффициент долговечности КH L = 1    [1] с.33

н] = [σн]min = [σн2] = (560/1,15)*1 = 485 МПа.

Проектный расчет передачи на контактную прочность

Коэффициенты

K = 1.35,      [1] табл.3.1

Ψb Re = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289―76)

Внешний делительный диаметр колеса

de2 = Kd*,            [1] с.49

где Kd = 99 ― для прямозубых передач

de2 = 99* = 215,5 мм

принимаем de2 = 225 мм    по ГОСТ 12289―76

Число зубьев передачи

Z1>17 (рекомендация Zmin = 18÷20)

Принимаем Z1 = 20

Z2 = Z1*u = 20*3,15 = 63

Внешний окружной модуль

me = de2/z2 = 225/63 = 3,57 мм

Углы делительных конусов

ctg δ1 = u = 3,15  → δ1 = 17о36l

δ2 = 90o - δ1 = 90o – 17о36l = 72o23l

Внешнее конусное расстояние и длина зуба

Re = 0,5*me* = 0,5*3,57* = 118 мм

b = Ψb Re*Re = 0,285*118 = 34 мм

Геометрические размеры колес

― внешний делительный диаметр

de1 = Z1* me = 20*3,57 = 71,4 мм, de2 = 180 мм

― средний делительный диаметр

d1 = 2*( Re – 0,5*b)*sin δ1 = 2*(118 – 0.5*34)*sin 17o36l = 61 мм

d2 = 2*( Re – 0,5*b)*sin δ2 = 2*(118 – 0.5*34)*sin 72o23l = 193 мм

― внешний диаметр по вершинам зубьев

dae1 = de1 + 2*me*cos δ1 = 71,4 + 2*3,57*cos 17o36l = 78 мм

dae2 = de2 + 2*me*cos δ2 = 225 + 2*3,57*cos 72o23l = 227 мм

Средний окружной модуль

m = d1/Z1 = 61/20 = 3,05 мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Ψbd = b/d1 = 34/61 = 0,56

Средняя окружная скорость колес

V = (ω2*d1)/(2*103) = 25,22*61/(2*103) = 0,77 м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Коэффициент нагрузки

KH = K* K* KHV,                [1] с.39

при Ψbd = 0,56 → K = 1,23 ,          [1] табл.3.5

K = 1 ,     [1] табл.3.4

при V < 5 м/с KHV = 1,05         [1] табл.3.6

KH = 1,23* 1* 1,05 = 1,3

Контактное напряжение

σн=335/(Re – 0,5*b)*           <[σH],    [1] с.48

σн=335/(118 – 0,5*34)* = 428,5 МПа

428,5 < 486 МПа ― условие выполняется

Силы в зацеплении

― окружная

Ft = 2*T2 /d1 = (2*38*103)/61 = 1246 Н

― радиальная для шестерни (осевая для колеса)

Fr1 = Fa2 = Ft*tg α* cos δ1 = 1246*tg20 *cos 17o36l = 432,3 Н,

где α = 20о ―угол профиля зуба

― осевая для шестерни (радиальная для колеса)

Fa1 = Fr2 = Ft* tg α* cos δ2 = 4893* tg20 *cos 72o23l = 137 Н

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[σF] =σoF lim b/ [SF],       [1] с.43

где σoF lim b = 1,8*HB,        [1] табл.3.9

σoF lim b1 = 1,8*270 = 490 МПа

σoF lim b2 = 1,8*245 = 440 МПа

коэфициент запаса прочности [SF] = [SF]l*[SF]ll = 1,75 ,        [1] с.44

F1] = 490/1,75 = 280 МПа;

F2] = 440/1,75= 250 МПа.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

KF = K*KFV ,           [1] с.51

При Ψbd = 0,56K = 1,38 ,     [1] табл.3.7

KFV = 1,25 ,              [1] табл.3.8

KF = 1,38*1,25 = 1,725

Напряжение изгиба

σF = (Ft* KF*YF)/(QF*b*m)  <[σF],          [1] с.50,

где QF = 0,85        [1] с.51

 YF ― зависит от эквивалентного числа зубьев

ZЭ1 = Z1/ cos δ1 = 20/cos 17o36l = 21 → YF1 = 4,09

ZЭ2 = Z2/ cos δ2 = 63/cos 72o23l = 208 → YF2 = 3,6 ,     [1] с.42

Рассматриваем соотношения

F1] /YF1 = 280/4,09=68,5 МПа

F2] /YF2 = 250/3,6=69,5 МПа

дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, как менее прочным

σF1 = (1246*1,725*4,09)/(0,85*34*3,05) = 100 МПа

100 < 280 МПа  –  условие выполняетчя

3. Расчет открытой передачи (передача клиноременная).

iр = 3,89

Р1= 1,05 кВт

n1 = 936 об/мин

Т1 = 10,7 Н*м

Тип ремня

По номограмме рис.7.3  [1] выбираем для Р1= 1,05 кВт, n1 = 936 об/мин ремень А ГОСТ 1284.1―80.

lp = 11 мм

W = 13 мм

То = 8 мм

dmin  = 90 мм

<  Сечение клинового ремня

Диаметры шкивов

d1 ~ (3÷4)* = (3÷4)* = 66 ÷ 89 мм

принимаем d1 = 100 мм по ГОСТ 17383―73

d2 = d1* ip*(1-ξ) = 100*3,89*(1-0,015) = 383 мм

принимаем d2 = 400 мм

Уточняем передаточное число

iIp = d2/( d1*(1- ξ)) = 400/100*(1-0,015) = 4,06

Отклонение ∆= ((ip - iIp)/ ip)*100% = ((3,89 - 4,06)/3,89)*100% = -4%

допускается до  3% ,         [1] с.8

Межосевое расстояние

аmin = 0,55 (d1 + d2 ) + T0 = 0,55*(100+400) + 8 = 283 мм

аmax = (d1 + d2 ) = 140 + 520 = 500 мм

принимаем предварительно а = 500 мм

Длина ремня

L = 2*a + 0,5*π*(d1 + d2) + (d2 - d1)2/4*a = 2*500 + 0,5*3,14*(100 + 400) + (400 – 100)2/(4*500) = 1830 мм

Принимаем Lp = 1800 мм по ГОСТ 1284.1―89

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25*[( Lp – w) + ] ,

где w = 0,5* π*(d1 + d2) = 0,5*3,14*500 = 785 мм ;

у = (d2 - d1)2 = (400 – 100)2 = 90000 мм2

a = 0,25*[( 1800 – 785) + ] = 484 мм

Угол обхвата меньшего шкива

α1 = 180 – 57*(d2 - d1)/a = 180 – 57*(400-100)/484 = 145о

Число ремней

Z =  (Р1*Cp)/(Р0* Cα*Cz),           [1] с.135

где  Cp = 1,1 для среднего режима (работа в первую смену) , [1] табл.7.10

Р0 = 1,08 ,       [1] табл.7.8

CL = 1,01 ,       [1] табл.7.9

Cα = 0,89 ,     [1] с.135

Cz = 0,95 , при  Z = 2 ÷ 3 ,      [1] с.135

Z = (1,05*1,1)/(1,08*1,01*0,89*0,95) = 1,25

Принимаем Z = 2 ремня

Рабочая ширина шкива

h = 8,7 мм       h0 = 3,3 мм

f = 10,0 мм      e = 15 мм

< Канавки шкивов

клиноременной передачи

Вшк = (Z-1)*e+2f =(2-1)*15+2*10 = 35 мм

Натяжение ветви ремня

F0 = (850*P1* Cp* CL)/(Z*V* Cα) + θ*V2 , [1] с.136,

где θ = 0,1 H*c2 для ремня A ,    [1] с.136

V = (π*d1*n1)/(60*1000) = (3,14*100*936)/(60*1000) = 4,898 м/с

F0 = (850*1,05*1,1*1,01)/(3*4,898*0,89) + 0,1*4,8982 = 137,823 Н

Сила, действующая на вал

Fb = 2* F0*Z*sin (α1/2) = 2*137,823*2*sin (145/2) = 525,3 Н

Рабочий ресурс передачи

Н0 = (Nоц* Lp)/(60* π*d1*n1)*(σ-1/σmax)8*CU*CH ,

где Nоц = 4,6*106 циклов ,        [1] с.136

CU ~ 1,5* - 0,5 = 1,5* - 0,5 = 1,89

CН = 2 ,         [1] с.136

σ-1 = 7 МПа ,       [1] с.139

σmax = σ1 + σU + σV ,     [1] с.123

σ1 = F1/(b*δ) = 138/(11*8) = 1,57 МПа, где F1 = F0 ;  b = lp ;   δ = Т0

σU = (ЕU* δ)/d1 = (50*8)/100 = 4 МПа, где ЕU = 50 МПа

σV = p*V2*10-6 = 1100*4,8982*10-6 = 0,024, где p = 1100 кг/м3

σmax = 1,57 + 4 + 0,024 = 5,6 МПа

Н0 =  час

Н0 > [Н0] = 2000 час для режима 2 ,       [1] с.136

10,243*103 > 2*103 час – условие выполняется.

4. Предварительный расчет валов привода.

d  > ,              [1] с.161,    где = 5 ÷ 20 МПа

Быстроходный вал редуктора

― диаметр вала в зоне подшипников

dв1  >  =  = 19,8 мм,  принимаем dв1 = 25 мм ;

― диаметр входного конца

dвх1 = dв1 – 5 = 25 – 5 = 20 мм

вал выполняем за одно целое с конической шестерней;

― диаметр заплечиков

dз1 = dв1 + 5 = 25+5 = 30 мм .

Тихоходный вал редуктора

― диаметр вала в зоне подшипников

dв2  >  = = 31,3 мм, принимаем dв2 = 35 мм ;

― диаметр выходного конца,

dвых2 = dв2 – 5 = 35 – 5 = 30 мм ;

― диаметр под ступицей колеса,

 dк2 = dв2 + 5 = 35 + 5 = 40 мм ;

― диаметр заплечиков,

 dз2 = dк2 + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Вал барабана

dв3 = dв2 = 35 мм ;                  dвых3 = dвых2 = 30 мм;

dк3 = dк2 = 40 мм ;                  dз3 = dз2 = 45 мм.         

5. Конструктивные размеры колеса конического.

Колеса конические устанавливаются на тихоходный вал редуктора

― длина ступицы колеса

lст ~ (1,2 ÷ 1,5)* dк2 = (1,2 ÷ 1,5)*40 = 48 ÷ 60 мм ,принимаем lст = 55 мм

― диаметр ступицы колеса

dст ~ 1,6*dк2 = 1,6*40 = 64 мм

― толщина обода

0 ~ (34)*m = (34)*3,05 = 9,1512,2 = 12 мм

― толщина диска

С = (0,10,17)*Re = (0,10,17)*118 = 11,820,06 = 15

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

[1] табл.10.2 и 10.3

― толщина стенок корпуса и крышки

δ = 0,05*Re + 1 = 0,05*118 + 1 = 6,9 мм, принимаем δ = 7 мм

δ1 = 0,04* Re + 1 = 0,04*118 + 1 = 5,72 мм → δ1 = 6 мм ;

― толщина средних фланцев (поясов)

b = 1,5* δ = 1,5*7 = 10,5 мм, принимаем b = 11 мм

b1 = 1,5* δ = 1,5*6 = 9 мм;

― толщина нижнего пояса

Р = 2,35*δ = 2,35*7 = 16,45 мм → Р = 17 мм

― диаметр фундаментных болтов

dф = 0,072*Re + 12 = 0,072*118 + 12 = 20,5 мм,

принимаем dф = 20 мм (М 20)

― диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора между собой

d3 = (0,5 ÷ 0,6)*dф = (0,5 ÷ 0,6)*20 = 10 ÷ 12 ммd3 = 12 мм (М 12)

― диаметр болтов у подшипников

d2 = (0,7 ÷ 0,75)* dф = (0,7 ÷ 0,75)*20 = 14 ÷ 15 ммd2 = 16 мм (М 16)

― длина гнезда под подшипники тихоходного вала

l2 = δ + C2 + Rδ + (3 ÷ 5),

где Rδ = 1,2* d2,  С = 21 мм ―[1] табл.10.3

l2 = 7 + 21 + 1,2*16 + (3 ÷ 5) = 50,2 ÷ 52,2 мм,

принимаем l2 = 51 мм.

7. Ориентировочный выбор подшипников.

Быстроходный вал редуктора

Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные.

С – динамическая грузоподъемность

С0 – статическая грухоподъемность

№ 46305 ГОСТ 831―75

dв1 = 25 мм

D = 62 мм

В = 17 мм

r = 2 мм

r1 = 1 мм

С = 26,9 кН

Со = 14,6 кН

α = 26о

δ1 = ((D + dв1)/4)*tg α = ((62 + 25)/4)*0,4877 = 10,6 мм

Тихоходный вал редуктора

Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные.

№ 46307 ГОСТ 831―75

dв2 = 35 мм    r = 2,5 мм

D = 80 мм    r1 = 1,2 мм

В = 21 мм    С = 42,6 кН

α = 26о    Со = 24,7 кН

δ1 = ((Dn2 + dn2)/4)*tg α = ((80 + 35)/4)*0,4877 = 14 мм

Вал барабана

Шарикоподшипники радиальные сферические двух рядные.

№ 1207 ГОСТ 5720―75

dв3 = 35 мм

D = 72 мм

В = 17 мм

r = 2 мм

С = 15,9 кН

Со = 6,6 кН

8. Выбор муфты.

Муфта соединяет тихоходный вал редуктора с валом барабана

d1 = d2 = dвых2 = 30 мм

l1 = l2 = lвых2 ~ (1,2 ÷ 1,5)* d1 = (1,2 ÷ 1,5)*30 = 36 ÷ 45

принимаем l1 = l2 = lвых2 = 40 мм

временный момент, передаваемый муфтой Т3 = 120 Н*м,

с учетом перегрузок

Тр = Т3*(Tп/Tн) = 120*2,0 = 240 Н*м

По условию задания муфта упругая, принимаем, что муфта будет МУВП (муфта упругая фтулочно-пальцевая).

Для заданных выше параметров подбираем муфту с Тм = 250 МПа 

по ГОСТ 21424―75

Zn = 6 шт ― количество пальцев

Со стороны муфты на валы действует дополнительная сила Ftl

Ftl = (0,2 ÷ 0,3)* Ft m ,                   [2] с.72,

где Ft m = (2* Т3)/ Dn = (2*120*103)/140 = 1714 Н

Ftl = 0,3*1714 = 514 Н

9. Расчетная схема тихоходного вала редуктора.

Растояния до действующих сил

Внутренняя стенка корпуса от торца ступицы колеса x = 10 мм, зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y = 20 мм (для размещения мазеудерживаего кольца); муфта на растоянии  y = 20 мм от подшипника.

Радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок. Растояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников:

a = 0,5*(B + (d+B)/2 * tg) = 0,5*(21 + (35+21)/2 * tg26) = 17,3 мм

Растояние от среднего диаметра колеса до реакции ближайщего подшипника f=61 мм; растояние от среднего диаметра колеса до реакции дальнего подшипника с=122мм и от этой реакции до муфты L = 40+20+17,3= 77,3 мм.

Опорные реакции

― опорные реакции в плоскости y z:

Σ MB = - Fr2*с – 0,5* Fa2*d2 + RAy*(с+f) = 0;

RAy = (Fr2*c + 0,5* Fa2*d2)/(c+f) = (137*122 + 432,3*0,5*193)/183 = 319,3 Н.

Σ MA = + Fr2*f – 0,5* Fa2*d2 + RBy*(c+f) = 0;

RBy = (0,5* Fa2*d2 - Fr2*f)/(c+f) = (432,3*0,5*193 – 137*61)/183 = 182,3 Н.

Проверка: Σ y = RBy + Fr2 - RAy = 0;

182,3 + 137 – 319,3 = 0

― опорные реакции в плоскости x z:

Σ MB = Ft2*c – RAx*(c + f) – Ftl*(f + c + L) = 0;

RAx=(Ft2*c – Ftl*(f+c+L))/(c+f)=(1246*122 – 514*(61+122 + 77,3)/183=99,5 Н.

Σ MA = RBx*(c + f) – Ft2*f - Ftl*L = 0;

RBx = (Ft2*f + Ftl*L)/(c + f) = (1246*61 + 514*77,3)/183 = 632,5 Н.

Проверка: Σ x = RBx – Ft2 + RAx + Ftl = 0;

632,5 – 1246 + 99,5 + 514 = 0

― опорные реакции в плоскости x z:

Σ MB = Ft2*c – RAx*(c + f) – Ftl*(f + c + L) = 0;

RAx = (Ft2*c – Ftl*(f + c + L))/(c + f) = (1246*122 – 514*(61+ 122 + 77,3)/183 = 99,5 Н.

Σ MA = RBx*(c + f) – Ft2*f - Ftl*L = 0;

RBx = (Ft2*f + Ftl*L)/(c + f) = (1246*61 + 514*77,3)/183 = 632,5 Н.

Проверка: Σ x = RBx – Ft2 + RAx + Ftl = 0;

632,5 – 1246 + 99,5 + 514 = 0

― суммарные опорные реакции:

RA =  =  = 334,5 Н;

RB =  =  = 658,2 Н

― изгибающие моменты:

My = RAy*f = 319,3*61*10-3 = 19,5 Н*м

Myl = My + Fa2*0,5*d2 = 19,5 – 432,3*0,5*193*10-3 = -22,2 Н*м

Проверка: Myl = - RBy*c = - 182,3*122*10-3 = - 22,2 Н*м

Mx = Ftl*L = 514*77,3*10-3 = 39,7 Н*м

Mxl = Ftl*(L + f) + RAx*f = (514(77,3 + 61) + 99,5*61)*10-3 = 77,2 Н*м

Проверка: Mxl = RBx*c = 632,5*122*10-3 = 77,2 Н*м

― суммарные изгибающие моменты:

т. А → MA = Mx = 39,7 Н*м

т. К → MК =  =  = 87,7 Н*м

10. Проверка работоспособности подшипников тихоходного вала редуктора.

RA = 334,5 Н

RB = 658,2 Н

Fa2 = 432,3 Н

С = 42,6 кН

Со = 24,7 кН

α = 26о

n3 = 76,39 об/мин

подшипники шариковые радиально-упорные;

для подшипников с α = 26о → е = 0,68 ,     [1] табл.9.18

― осевые составляющие радиальных реакций подшипников: [1] формула 9.9

SA = e*RA = 0,68*334,5 = 227,5 Н;

SВ = e*RВ = 0,68*658,2 = 447,6 Н.

― осевые нагрузки подшипников:

PA = SA = 227,5 Н;

PB = SВ + Fa2 = 447,6 + 432,3  = 880 Н.

― рассматриваем отношения:

PA/ RA = 227,5/334,5 = 0,68 = exA = 1, yA = 0          [1] табл.9.18

PB/ RB = 880/658,2 = 1,34 > exB = 0,41, yB = 0,87

― эквивалентная нагрузка:

РЭА = V*RAбт                     [1] с.212 

РЭВ = (xB* V* RB + yB* PB)* Кбт

где V = 1 ― для подшипников, у которых вращается внутреннее кольцо

Кб = 1,8             [1] с.214

Кт = 1

РЭА = 1*334,5*1,8*1 = 602,5 Н;

РЭВ = (0,41*1*658,2 + 0,87*880)*1,8*1 = 1864 Н.

Далее рассматриваем наиболее нагруженный подшипник опоры В

― подшипники работающие при n > 10 об/мин проверяются на динамическую грузоподъемность  ,                                 [1] с.211

Lh =  > [Lh] = 5000 час, срок службы привода

Lh =  = 2,6*106 час,

2,6*106 > 0,005*106 час ― условие выполняется.

11. Проверка работоспособности шпоночных соединений тихоходного вала редуктора.

Шпоночные соединения:

1. выходной конец вала – ступица муфты;

2. вал – ступица конического колеса.

соединения

Т,

Н*м

d,

мм

l,

мм

b*h,

мм

t1,

мм

t2 ,

мм

1

120

30

40

10*8

5,0

3,3

2

120

40

55

12*8

5,0

3,3

шпонки устанавливаем призматические по ГОСТ 23360–78

lш 1 = 40 – 4 = 36 мм,

lp1 = l1b1 = 36–10 = 26 мм,

lш2 = 55 –5= 50 мм,

lp2 = l2b2 = 50–12 = 38 мм.

Шпоночные соединения проверяем на смятие

σсм = < [σсм] = 120 МПа, для стальных ступиц ,        [1] с.170

σсм1 =  = 102,6 МПа < 120 МПа;

σсм2 =  = 52,6 МПа < 120 МПа, все условия выполняются

12. Уточненный расчет тихоходного вала редуктора (определение коэффициента запаса прочности).

Схему нагружения вала                  см. раздел 11

Проверяем наиболее нагруженное сечение вала в т. К

Под колесом в сечении действуют:

МК = 87,7 Н*м

Т3 = 120 Н*м

Fa2 = 432,3 H

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

d = 40 мм,              b = 12 мм,              t1 = 5 мм.

― моменты сопротивления сечения изгибу и кручению

Wнетто =  =  = 5,36*103 мм3;

Wк нетто =  =  = 11,64*103 мм3.

― амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений ,            [1] с.163  

σV = МК/ Wнетто = 87,7 *103*/5,36*103 = 16,36 МПа;

σm = (4*Fa)/π*d2 = (4*432,3)/3,14*402 = 0,344 МПа;

.

принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, таким образом улучшение σb = 780 МПа

― пределы выносливости:               [1] с.162;   [1] с.164

 σ-1 = 0,43* σb = 0,43*780 = 335 МПа;

= 0,58* σ-1 = 0,58*335 = 194 МПа.

― коэффициенты:

Кσ = 1,79      = 0,69           [1] табл. 8.5

ψ σ = 0,2        [1] с.164

= 0,1         [1] с.166

― масштабные факторы:

Σ σ = 0,81      = 0,69        [1] табл. 8.8

― коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:      [1] с.162;   [1] с.164

― результирующий коэффициент запаса прочности

> [S] = 2,5

 = 6,47 > 2,5 ,условие выполняется.

13. Смазка.

Смазка зубчатого соединения редуктора осуществляется за счет окунания конического колеса в масло, залитое в корпус редуктора, а так же за счет разбрызгивания масла

― Объем масляной ванны

Qmin ~ 0,9*Ртр = 0,9*1,05 ~ 0,945 л

Вязкость масла выбирается в зависимости от параметров: V, σН

σН = 430 МПа,   V = 0,77 м/с    →    вязкость 34 мм2

Далее по вязкости определяем марку масла → масло индустриальное

И-30А по ГОСТ 20799 – 75

Все подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Сорт мази: литол – 24,     [1] табл. 9.14.

Литература

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: «Издательство Машинистроение», 1988. – 415 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя.

Том 2. – М.: «Издательство Машинистроение», 1999. – 901 с.

PAGE  13

Вал 3

Вал 2

Вал 1

SA

SB

RB

RA

Fa2

K

ЭMx

ЭMy

ЭТ

   x

                        z

           y

L

f

c

RAx

RAy

RBx

RBy

T3

А

B

Ftl

Fr2

Fa2

Ft2


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

50834. Создание однотабличной формы (для 2-х таблиц) с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора 187.5 KB
  Создание однотабличной формы для 2х таблиц с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора. Создание многотабличной формы с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора. Обязательно использовать в каждой форме рисунки надписи элементы навигации кнопки заголовок формы. Изучить свойства формы в целом и каждого из ее элементов.
50835. Создание запросо 181 KB
  Создание запросов минимум 1 на создание таблицы запрос должен быть актуален для выбранной темы; Создание запросов минимум 1 на изменение запрос должен быть актуален для выбранной темы. Создание запросов минимум 1 на удаление запрос должен быть актуален для выбранной темы. Краткая теория Кроме запросов на выборку в ccess существует большая группа запросов которые называют запросамидействиями. Эти запросы позволяют быстро изменить создать удалить или же добавить набор данных в некоторую таблицу базы.
50836. Создание однотабличного отчета (для 1-ой таблицы) с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора 153.5 KB
  Создание однотабличного отчета для 1ой таблицы с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора. Создание многотабличного отчета с помощью мастера и редактирование ее в режиме конструктора. Отчеты созданные только с использованием мастера не принимаются Краткая теория Понятие отчета Отчет – специальный объект предназначенный для вывода информации из базы данных на принтер. В отчетах данные формируют так чтобы их было удобно размещать на отдельных страницах.
50837. ПРИМЕНЕНИЕ СПЕЦИАЛЬНЫХ ФУНКЦИЙ LOGO! ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ СИСТЕМ ПРОМЫШЛЕННОЙ АВТОМАТИКИ 400 KB
  Подать сигнал запуска ЛОГ. Через параметризуемое время наблюдать появление высокого уровня ЛОГ. Подать сигнал высокого уровня ЛОГ. 1 на вход I1 сигнал сброса на входе I2 равен ЛОГ.
50839. Применение программы РSpice для моделирования двухтактного полумостового преобразователя постоянного напряжения 218.5 KB
  При включении питания схема запуска кратковременно замыкает ключ S1. При замыкании S1 через первичную обмотку W11 силового трансформатора TV1 начинает протекать ток, являющийся суммой токов...
50842. Изучение характеристик вакуумного диода и определение работы выхода электронов из вольфрама 737.5 KB
  Цель работы: экспериментальное изучение характеристик вакуумного диода и определение работы выхода электронов из вольфрама. Описание работы: Экспериментальная часть работы состоит из трех этапов: измерение мощностей нагрева катода Рн по значениям Uн. Сила тока накала измеряется стрелочным амперметром А1 встроенным в источник ИП а напряжение накала UН внешним цифровым прибором род работы U= подключаемым к соответствующим гнездам на панели источника ИП прибор на рис. Сила тока в лампе...