Привод к цепному конвейеру
Задание 6 вариант 9 Привод к цепному
конвейеру
Цепная передача
Рис. 1 Кинематическая схема привода.
Исходные данные:
Nр.в.= 4,7 кВт
np.в. = 50 об/мин
nс= 1500 об/мин
1.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
1.1. Общий КПД привода:
где - КПД муфты
= 0,97 - КПД зубчатой передачи,
- КПД пары подшипников
качения,
- КПД цепной передачи.
=
0,98-0,972-0,9953-0,93 = 0,844.
1.2. Выбор электродвигателя
Требуемая
мощность электродвигателя:
Nтp = Npв/ = 4,7/0,844 = 5,57 кВт
Выбираем
асинхронный электродвигатель 4А112М4 [1с.27]:
мощность - 5,5 кВт
синхронная
частота- 1500 об/мин скольжение - 3,6%
рабочая частота
1500(100 - 3,6)/100 =1446 об/мин, перегрузка (5,5- 5,57)100/5,5 = 1,2% меньше
5%
Рис. 2
Электродвигатель 4А112М4.
1.3. Передаточное
число и выбор редуктора
Общее передаточное
число привода:
u = nдв/nр.в.
=1446/50 = 28,92
Передаточное
число цепной передачи лежит в пределах 25. Рассмотрим крайние варианты:
uр.п. = 2, тогда
для редуктора up = u/up.п = 28,92/2 =14,46
up.п = 5, тогда
для редуктора up = u/upп= 28,92/5 =
5,78
Выбираем
редуктор Ц2У с передаточным числом 12,5 Разбивка передаточного числа ступени.
Передаточное
число тихоходной ступени:
uт = 0,88up0,5 = 0,88-12,50,5=
3,11, принимаем по 2185-66 uт =3,15.
Передаточное
число быстроходной передачи:
u6 = up/uт = 12,5/3,15
= 3,96 принимаем по 2185-66 uб = 4,0.
Уточняем
передаточное число цепной передачи:
uрп =
28,92/4,0-3,15= 2,30
1.4. Числа оборотов валов и угловые
скорости:
nдв = 1446
об/мин 1= 14467/30=151,4 рад/с
n2=n1/upп=1446/4,0=362об/мин
2=362/30=37,9рад/с
n3=n2/uб=362/3,15=115об/мин
3=115/30=12,0рад/с
n4 = n2/uт
=115/2,30=50 об/мин 4=50/30 = 5,23 рад/с
1.5. Мощности
передаваемые валами:
N1= Nтpмпк =5,57•0,98•0,995=5,43 кВт
N2=N11зп пк=
5,43•0,97•0,995=5,24
кВт
N3 = N2зп пк= 5,24•0,97•0,995=5,06 кВт
N4 = N3цп= 5,06•0,93=4,7
кВт
1.6.Крутящие
моменты:
Mj =NTp/coi = 5,43•103/151,4
= 35,9 Н•м
М2 = 5,24•103/37,9 =
138,3 Н•м
М3= 5,06•103/12,0=
421,7 Н•м
М4= 4,7•103/5,23=
898,7 Н•м
2. Расчет быстроходной ступени
редуктора
2.1. Выбор материалов зубчатой пары.
Принимаем
сталь 40Х, термообработка улучшение:
- шестерня НВ300,
- колесо НВ280.
2.2. Допускаемые напряжения.
Допускаемое
контактное напряжение:
[]н
= где
-пределконтактной
выносливости,
= 2НВ+70 = 2280+70 = 630
МПа.
Khl=1- коэффициент
долговечности, при НВ<550 n>8,3 об/мин, SH=1,1 -
коэффициент безопасности при улучшении.
[]н = 630•1/1,1 =573 МПА.
Допускаемые
напряжения изгиба:
где
-коэффициент долговечности
[1с.76],
- коэффициент
двухстороннего приложения нагрузок, - коэффициент градиента напряжений,
- коэффициент безопасности.
,
где S′F
- 1,75 - коэффициент нестабильности,
S"F = 1,0- для
штамповок.
= 1,8НВ = 1,8•300 = 540 МПа
= 1,8НВ = 1,8•280 = 504 МПа
= 540•1•0,7•1,035/1,75
= 224 МПа
=
504•1-•0,7•1,035/1,75 = 208 МПа
2.3. Межосевое
расстояние
где Ка = 430
- для косозубых передач,
KH=1.05-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки,
0,40 - коэффициент ширины колеса.
aw = 430(4,00+1)•[138,3•1,05/(5732•4,02•0,40)]1/3
= 84 мм Принимаем
по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 80 мм
2.4.
Геометрические параметры
Модуль зацепления
m
= (0,01÷ 0,02)aw =
(0,01÷0,02)•80 = 0,80ч÷1,6 мм Принимаем по ГОСТ
9563-60 [1 с. 78] m = 1 мм
Число зубьев:
- суммарное zc = 2awcosβ/m = 2•80cos10°/l = 158,
- шестерни z1
= zc/(u+l) = 158/(4,0
+1) = 32,
колеса z2 = zc-Z1 =158- 32
=126;
уточняем
передаточное отношение: u = z2/z1 =126/32 = 3,94,
невязка (4,00 -
3,94)100/4,0 = 1,5%
Действительное
значение угла наклона:
cosβ = zcm/2aw = 158-1/2•80 = 0,9875→β=10°08
Фактическое межосевое расстояние:
aw = zcm/2cosβ = 158•l/2cos10°08’ = 80
мм. делительные диаметры:
d1 = mz1/cosβ = l•32/cosl0°08' = 32,41
мм,
d2 =126•l/cosl0°08’ = 127,59 мм; диаметры
выступов:
da1=d1+2m = 32,41+2•1
=34,41 мм,
da2 = 127,59+2•1 = 129,59 мм; диаметры
впадин:
df1 = d1- 2,5m = 32,41
-2,5•1 =29,91 мм,
df2 =127,59-2,5•1 = 125,09 мм;
ширина колеса:
b2 = ψbaaw = 0,400-80
= 40 мм;
ширина шестерни:
b1 =b2+5 = 40+5 = 45 мм; коэффициент
ψbd = b1/d1 = 45/32,41
= 1,39.
Рис. 3 Косозубая
цилиндрическая передача
2.5. Окружная скорость
V = πdn/6•104 =π•32,41•1446/6•104 = 2,45 м/с. Принимаем
8-ю степень точности.
2.6. Силы действующие.
Окружная
сила:
Ft=2M1 /d1=2•35,9•103/32,41
=2215Н. Радиальная
сила
Fr = Fttgα/cosβ = 2215tg20°/cosl0°08' = 816 Н.
Осевая сила:
Fa = Fttgβ = 2215tgl0°08’= 395 Н.
2.7.
Расчетное контактное напряжение:
где
ZH -
коэффициент формы суммарной длины контактных линий,
Zε - коэффициент суммарной длины контактных
линий,
КHα = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями,
КHβ = 1,12 -
коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,
KHv=l,0 -
коэффициент динамической нагрузки.
ZH = (2cosβ/sin2α)0,5 =
[2cos10°08’/sin(2•20)]0,5 =1,83.
Zε = (l/εα)0,5
= (1/1,73)0,5= 0,760,
где εα - коэффициент торцевого перекрытия.
εα = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cosβ = (1,88- 3,2(l/32+l/126))cosl0°08’=l,73 σH = (6160•l,83•0,760/80)[138,3(3,94+l)3•l,09•l,12•l,0/(40•3,942)]0,5
=
= 590 МПа
Перегрузка:
(590-573)100/573=3,0% допустимо 5%
2.8. Проверка передачи по напряжениям изгиба
σF = YFYp2000MKFαKFβKFv/(bdm),
где
YF
-коэффициент формы зуба,
Yp - коэффициент наклона зуба,
Yβ = 1 - β/140 = 1 - 10°08’/140 =
0,928.
KFα = 0,91
при 8 ст. точности,
KFβ = 1,20 - коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по ширине колеса,
KFv = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное
число зубьев и коэффициент формы зуба:
ZЭKB = Z/cosβ3,
ZЭKBl = Z1/cosβ3= 32/cosl0°08’3
= 33,2 → YF1 = 3,76,
ZЭКВ2 = Z2/ cosβ3 =126/ cosl0°08’3 = 131→YF1 = 3,60.
Отношение
[σ]F/YF:
[σ]F1/YF1 = 224/3,76 =
59,57 [σ]F2/YF2 = 209/3,60 =
57,05
так как
отношение [σ]F1/YF1 > [σ]F2/YF2, то
дальнейший расчет ведем
по зубьям колеса.
σF2 =
3,60•0,928•2000•138,3•0,91•1,20•1,1/(45•127,59•1) =193 МПа Условие σF2 < [σ]F2 выполняется
3. Расчет
тихоходной ступени редуктора
3.1. Выбор материалов зубчатой пары.
Принимаем те же материалы, что и для
быстроходной ступени.
3.2. Межосевое расстояние
aw = 430(3,15+1) • [421,7•1,05/(5732•3,152•0,4)]1/3
= 124 мм Принимаем по
ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 125 мм
3.3. Геометрические параметры
Модуль зацепления
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02)425 = 1,25÷2,5
мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 2 мм
Число
зубьев:
- суммарное zc = 2awcosβ/m = 2•125cosl0°/2 = 123,
- шестерни z3= zc/(u+l) =
123/(3,15+1) = 30,
колеса z4 = zc-z3 = 123- 30 =
93;
уточняем
передаточное отношение: u = z4/z3 = 93/30 =
3,10,
невязка (3,15 - 3,10)100/3,15 =
1,58%.
Действительное
значение угла наклона:
cosβ = zcm/2aw = 123•2/2•125 =
0,9840 → β =10°15’. Фактическое межосевое расстояние:
aw = zcm/2cosβ = 123•2/2cosl0°15^ = 125
мм. делительные диаметры:
d3 = mz3/cosβ = 2•30/cosl0°15’ =
60,98 мм,
d4 = 93•2/cosl0°15’ == 189,02
мм;
диаметры выступов:
da3 = d3+2m =
60,98+2•2 = 64,98 мм,
da4= 189,02+2•4 =193,02
мм;
диаметры впадин:
df3 = d3- 2,5m =
60,98 - 2,5•2 = 55,98 мм,
df4 = 189,02-2,5•2 = 185,02
мм;
ширина колеса:
b4 = ψbaaw = 0,400•125 = 50 мм;
ширина шестерни:
Ь4 = Ь3+5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент
ψbd = b3/d3 = 55/60,98 = 0,90.
3.4. Окружная скорость
V=πdn/6•104 =π•60,98•362/6•104
=1.16м/с.
Принемаем 8-ступень точности.
3.5. Силы действующие.
Окружная
сила:
Р2 = 2M2/d3 = 2•138,3•103/60,98
= 4536 Н.
Радиальная
сила
Fr2 = P2tgα/cosβ = 4536tg20°/cosl0°15’
= 1678 Н.
Осевая сила:
Fa2 = P2tgβ = 4536tgl0°15’ = 820 Н.
3.6. Расчетное
контактное напряжение:
где
ZH -
коэффициент формы суммарной длины контактных линий,
Zε - коэффициент суммарной длины контактных
линий,
КHα = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями,
КHβ = 1,12 -
коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,
KHv=l,0 -
коэффициент динамической нагрузки.
ZH = (2cosβ/sin2α)0,5 = [2cos10°15’/sin(2•20)]0,5
=1,75.
Zε = (l/εα)0,5
= (1/1,71)0,5=
0,765,
где εα - коэффициент торцевого перекрытия.
εα = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cosβ = (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl0°15’=l,71 σH = (6160•l,75•0,765/125)[421.7(3,10+l)3•l,09•l,11•l,0/(50•3,102)]0,5
=
= 564 МПа
Недогрузка: (573-564)100/573=1.5% допустимо 15%
3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба
σF =YFYβ2000MKFαKFβKFv/(bdm),
где YF
-коэффициент формы зуба,
Yβ -
коэффициент наклона зуба,
Yβ = 1 - β/140 = 1 - 10°15’/140 =
0,927.
KFa = 0,91 при
8 ст. точности,
KFp = 1,08 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по
ширине колеса,
KFv = 1,3 -
коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное число зубьев и коэффициент
формы зуба:
Z3KB = Z/cosβ3,
Zэкв3 = Z13/cosβ3 = 30/coslO°15’3
= 31,5 → YF1 = 3,79,
Z экв4= Z24/ cosβ3 =93/ cosl0°15’3 = 97,6→YF1 = 3,60
Отношение [σ]F/YF:
[σ]F3/YF3 = 224/3,79
= 59,10
[σ]F4/YF4 = 209/3,60 =
58,05
так
как отношение [σ]F3/YF3 > [σ]F4/YF4, то
дальнейший расчет ведем по зубьям колеса.
σF4 = 3,60•0,927•2000•421,7•0,91•1,08•1,3/(50•189,02•2)
= 190 МПа
Условие σF4 < [σ]F4 выполняется
4. Расчет цепной
передачи
4.1. Выбор цепи
Выбираем цепь
приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.
4.2. Коэффициент эксплуатации
Кэ = КдКсК0КрегКр,
где Кд = 1 - коэффициент динамической
нагрузки, Кс= 1,5 — смазка периодическая,
К0
= 1,0 - положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25- нерегулируемая
передача,
Кр
= 1 - работа в одну смену.
Кэ=
1,5-1,25 = 1,88.
4.3. Шаг цепи
где [р] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.
z1 - число
зубьев малой звездочки,
Zl = 29-2u = 29-2•2,30 = 24. Число зубьев ведомой
звездочки:
z2 = z1u = 24•2,30 =
55.
р = 2,8(421,7•103•1,88/24•30)1/3
= 28,9 мм
Принимаем
ближайшее большее значение р= 31,75 мм:
- разрушающая нагрузка
Q = 89,0 кН;
- масса одного метра
цепи q = 3,8 кг/м;
- диаметр валика d1 = 11,1 мм;
- ширина внутреннего
звена b3 = 19,05 мм
Уточняем
разрушающую нагрузку [р] = 32,4 МПа [1с.91].
4.4.
Межосевое расстояние
ар = 0,25 {Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2
- 8Δ2]0,5}
где
Lp - число
звеньев цепи,
zc - суммарное число зубьев,
zc=z1+z2 = 24+55 =
79,
Δ = (z2 – z1)/2 π = (55 - 24)/2 π = 4,93.
Lp = 2ap+0,5zc+Δ2/ap =
2•40+0,5•79+4,932/40 = 120,1
где ар = 40 - межосевое расстояние в шагах
(предварительно), принимаем Lp = 120
ар =
0,25{120 - 0,5•79+[(120 - 0,5•79)2 - 8•4,932]0'5}
= 40
а = арр =
40•31,75 = 1272
мм.
4.5. Конструктивные размеры
звездочек
Делительные диаметры
dД = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1 = 31,75/[sin(l80/24)] =
244 мм,
ведомая звездочка:
dд2 = 3 l,75/[sin(l80/55)] = 556 мм.
Диаметры выступов
De = p(K+Kz-0,31/λ)
где
К = 0,7 — коэффициент высоты зуба
λ
- геометрическая характеристика зацепления,
Kz —
коэффициент числа зубьев
λ = p/d1 = 31,75/11,1
=2,86,
Kz1 = ctg180/z1 =
ctgl80/24 = 7,60,
Kz2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49,
De1
= 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 260 мм,
De2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм.
Диаметры впадин:
Df1=dД-(d1-0,175dД0,5)
Dfl= 244 - (11,1 – 0,175•2440,5)=236 мм
Df2= 556 -(11,1- 0,175•5560'5)
= 552 мм
Ширина
зуба:
b = 0,93b3 - 0,15 = 0,93•19,05 - 0,15 = 17,57 мм
Толщина диска:
С=b+2r4 = 17,57+2•1,6 =
20,77 мм
где r4= 1,6 мм при
шаге < 35 мм
Ь
Рис. 4 Звездочка.
4.6. Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15•103/р
= 15•103/31,75 = 472 об/мин
Условие n =115 < [n] = 472 об/мин
выполняется.
4.7. Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 4•24•115/60•120 = 1,53
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/31,75 = 16
Условие
U < [u]
выполняется.
4.8 Фактическая скорость цепи
v=z1pn2/60•103=24•31.75•115/60•103 =1.46м/с
Окружная сила:
Ft = N2/v =
5,06•103/1,46 = 3466 Н
4.9. Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/A,
где
А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
A = d1b3= 11,1•19,05
= 211 мм3.
р = 3466•1,88/211= 30,9 МПа. Условие р
< [р] = 32.4 МПа гыполняется.
4.10. Коэффициент запаса прочности
s = Q/(kДFt+Fv+Fo)
где
Fv —
центробежная сила
Fo- натяжение от провисания цепи.
Fv=qv2=3.8•1.462=8H
Fo = 9,Skfqa = 9,8•6•3,8•1,272 = 284 Н
где kf = 6 — для
гори:- итгальнои передачи.
s = 89000/(1•3466+8+284)= 23,7 < [s] = 7,7
[1с.94].
4.11. Сила давления на вал
FB = kBFt+2F=1.15•3466+2•284=4554
Н.
где kB = 1,15 -коэффициент нагрузки вала.
5. Ориентировочный расчет валов
5.1.
Быстроходный вала
Диаметр вала
где
Т – передаваемый момент;
[τк]
= 10÷20 МПа- допускаемое напряжение на кручение [1с.107]
d1= (35,9-103/π10)1/3
= 26мм
Ведущий
вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм,
d1 =
(0,8÷1,2)dДВ = (0,8÷1,2)32 = 26÷38
мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;
длина выходного конца:
l1= (l,04÷l,5)d1 =
(1,0÷1,5)28 = 28÷42 мм,
принимаем l1 = 30 мм.
Диаметр
вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 28+2•2,5
= 33,0 мм,
где
t = 2,5 мм —
высота буртика;
принимаем
d2 = 30 мм:
длина
вала под уплотнением:
12≈l,5d2 =1,5•30 = 45 мм. Диаметр вала
под подшипник:
d4 = d2 = 30 мм. Вал выполнен
заодно с шестерней.
Рис. 5 Вол
быстроходный.
5.2. Промежуточный вал
d3 = (138,3•103/π15)1/3
= 36
принимаем
диаметр вала под подшипником d4= 40 мм,
Диаметр вала
под колесом:
d2 = d1+3,2r = 40+3,2•2,5
= 48,0 мм
r= 2,5 мм -
высотп буртика [1 с. 109],
принимаем диаметр
вала пол колесом d3=50 мм,
5.3 Конструктивные размеры колеса быстроходной ступени
диаметр
ступицы dCT = l,55d = 1,55•50 =
78 мм
длина
ступицы 1СТ = (1,0÷l, 5)d = (1,0÷1,5)50 = 50...75 мм
принимаем
1СТ = 70 мм
5.4. Тихоходный вал
Диаметр вала
d1 = (421,7•103/π20)1/3
= 48 мм
принимаем
диаметр выходного конца d1 =50мм;
длина выходного конца:
l1 = (l,0÷l,5)d1= (1,0÷1,5)50 =
50÷75 мм, принимаем l1= 70 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 50+2•2,8
= 55.6 мм
t = 2,8 мм - высота буртика [1с.109],
принимаем диаметр вала под уплотнением d2=55 мм, длина вала под
уплотнением
l2=l,25d2=1,25•55=69мм.
Диаметр
вала под подшипником: d4=d2=55мм
Диаметр
вала под колесом:
d2 = d1+3,2r = 55+3,2•2,5
= 63,0 мм
принимаем
диаметр вала под колесом d3 = 63 мм,
5.5. Конструктивные размеры колеса
тихоходной ступени
диаметр
ступицы dCT = l,55d = 1,55•63 =
98 мм
длина
ступицы 1СТ = (l,0÷l,5)d =
(1,0÷1,5)63 = 63...95 мм принимаем 1СТ = 70 мм
толщина
обода S = 2,2m+0,05b2 =
2,2•2+0,05•50=6мм
толщина диска С >
0,25b = 0,25•50 = 12 мм,
6. Подбор и проверка подшипников
6.1. Выбор
подшипников.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №206 для
быстроходного, №208 для промежуточного и средней серии №311 - для тихоходного вала.
Таблица 1. Размеры и характеристика выбранных
подшипников
|
№
|
d, мм
|
D, мм
|
В, мм
|
С, кН
|
С0, кН
|
|
206
|
30
|
62
|
16
|
19,5
|
14,6
|
|
208
|
40
|
80
|
18
|
32,0
|
17,8
|
|
311
|
55
|
120
|
29
|
71,5
|
41,5
|
6.2. Схема нагружения быстроходного вала.
Консольная сила от муфты
Fм=100М10,5=100•35,90,5=599Н
Консольная
сила от муфты
FM = l00M10.5 = 100-35,90.5
= 599 Н
Рис. 8 Расчетная схема быстроходноговала.
Горизонтальная
плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
ΣmА = 40Р1 - 180Вх +
80FM = 0
Отсюда
находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
Вх = (2215•40 +599•80]/180 =758 Н Реакция опоры
А в плоскости XOZ
АХ = Р1-ВХ- FM =
2215-758-599 = 858 Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ
МХ1 = 758•140 = 106,1 Н•м; МХ2 = 599•80 = 47,9 Н•м
Вертикальная
плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
ΣmA = 40Frl+ Fa1d1/2 - 180BY = 0 Отсюда
находим реакцию опоры В в плоскости YOZ
BY = (816•40+
395-•32,41/2)/180 = 216 Н Реакция опоры А в плоскости YOZ
AY=Frl -BY= 816-216 = 600 Н Изгибающие
моменты в плоскости YOZ
Myi = 600•40 = 24,0 Н•м
MY2 = 216•140 =30,2 Н•м
Суммарные
реакции опор
А = (Ах2 + AY2)0.5
= (8582 + 6002)0.5 =1047 Н
В= (Вх2 + BY2)0.5= (7582
+ 2162)0.5 = 788 Н
6.3. Эквивалентная нагрузка
Р = (XVFr + YFa)K6KT
где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;
V = 1 -
вращается внутреннее кольцо;
Fr = В -
радиальная нагрузка;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
Fa - осевая нагрузка;
Кб= 1,1 - коэффициент безопасности при
нагрузке с умеренными толчками [1с 108];
Кт=
1 -температурный коэффициент.
Отношение
Fa/C0 = 395/14,6•103
= 0,027→е = 0,22
Проверяем наиболее
нагруженный подшипник А
Отношение
Fa/A=
395/1047=0,38 > е : следовательно Х= 0,56; Y = 2,00
Р = (0,56-1-1047+2,00-395)1,1-1 =1514 Н
6.4. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника:
Стр = Р(573ωL/106)1/3=
= 1514(573•151,4•12000/106)1/3 =
15,3 кН< С = 19,5 кН Условие Стр < С выполняется.
|
6.5. Схема нагружения
промежуточного вала
|
Рис. 9 Схема нагружения промежуточного
вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций
опор относительно опоры С
Σmc = 40P1 + 125Р2
- 180Dx = 0
Отсюда
находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
Dx = (2215•40 + 4536•125]/180 =3642Н
Реакция опоры
С в плоскости XOZ
Cx=P1 +P2-DX= 2215+4536
-3642 = 3109Н Изгибающие
моменты в плоскости XOZ
МХ1 = 3109•40 = 124,3 Н•м МХ2
= 3642•55= 200,3 Н•м
Вертикальная
плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
Σmc = 40Frl+Fald2/2 - 125Fr2+Fa2d3/2
+ 180DY = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ
DY = (1678•125
-816•40- 395•127,59/2- 820•60,98/2)/180 = 705 Н Реакция опоры С в
плоскости YOZ
CY=Fr2-Frl-DY= 1678-816-705=
157H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
My1 = 157•40 = 6,3 Н•м
MY = 705•55
=38,8 Н•м
MY = 705•140-1678•85+ 820•60,98/2 =18,9 Н-м Суммарные
реакции опор
С=(31092+
1572)0.5 = 3113Н
D = (36422
+ 7052)0.5 = 3710 Н
6.6. Эквивалентная нагрузка
Суммарная осевая
нагрузка Fa = 820 - 395 = 425 Н
Отношение
FA/C0 = 425/17,8•103
= 0,240 → е = 0,22 [1с,117] Проверяем наиболее нагруженный подшипник D
Отношение
Fa/C = 425/3710 =
0,11 < е, следовательно Х=1,0, Y= 0
Р = (1,0-1,0-3710+0-425)1,1-1,0 =
4081 Н.
6.7. Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = 4081(573•37,9•12000/106)0.333
= 26,1 кН < С= 32,0 кН Условие Стр < С выполняется.
|
6.8.
Расчетная схема нагружения тихоходного вала
|
Рис. 10 Расченая
схема тихоходного вала.
Горизонтальная
плоскость:
ΣmE=125P2-180Fx = 0,
Fx = 4536•125/180 = 3150 Н,
Ех = P2-FX = 4536-3150
=1386Н,
Мх= 1386•125 = 173,3 Н•м. Вертикальная
плоскость:
ΣmE = 125Fr2 + 180Fy
- 280FB - Fa2d4/2 = 0,
Fy = (280•4554 - 1678•125+ 820•189,02/2)/180 = 6349 H,
Ey = Fr2 + Fy - FB =
1678+6349-4554 = 3473 H,
Му
= 3473•125 = 434,2 Н•м,
My2 = 4554•100 = 455,4
Н•м,
Му2 = 4554•155 - 6349•55 = 356,7
Н•м,
Суммарные реакции опор:
Е
= (13862 +34732)1/2 = 3739 Н,
F = (31502
+ 63492)1/2 = 7087 Н.
6.9. Эквивалентная нагрузка
Отношение
Fa/C0> =
820/41,5•103 = 0,020 →е = 0,21
Проверяем
наиболее нагруженный подшипник F
Отношение
Fa/F=
820/7087=0,12 < е : следовательно Х= 1,0; Y = 0 Р =
(1,00-1-7087+0,00-820)1,1-1 =7796 Н
6.10. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника:
Cтp = P(573ωL/106)1/3=
= 7796(573•12,0•12000/106)1/3 =
33,9 кН < С = 71,5 кН Условие Стр < С выполняется.
7. Расчет валов на
сложное сопротивление
7.1. Быстроходный
вал.
Опасное сечение проходит через опору А. Суммарный изгибающий момент в
этом сечении:
Миз = Мх = 47,9 Н•м. Приведенный
момент:
Мпр = (Миз2 + Т12)0,5
= (47,92 +35,92)0,5 = 59,9 Н•м. Диаметр вала
в опасном сечении:
где [σ]-1=
50 МПа - допускаемое напряжение.
d = (59,9•103/0,1•50)1/3 = 24 мм.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 30
мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена.
7.2. Промежуточный вал
Опасное сечение проходит под колесом
быстроходной передачи.
Миз = (124,32+(6,3+18,9)2)0,5
= 126,8 Н•м. Приведенный момент:
Мпр = (Миз2 + М22)0,5
= (126,82 +138,32)0,5 = 188 Н•м. Диаметр вала
в опасном сечении:
d = (188•103/0,1•50)1/3 = 34мм.
Полученное
значении меньше ранее принятой величины 50 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена.
7.3. Тихоходный вал.
Опасное сечение проходит через опору F. Суммарный изгибающий момент в
этом сечении:
Миз = Мх = 455,4 Н•м. Приведенный
момент:
Мпр = (Миз2 + T12)0.5
= (455,42 + 421,72)0.5= 621 Н•м. Диаметр вала
в опасном сечении:
d = (621•103/0,l•50)1/3
= 50мм.
Полученное
значении меньше ранее принятой величины 55 мм, следовательно, нормальная
работа вала обеспечена.
8. Выбор и проверка шпоночных соединений
8.1. Выбор
шпонок
Для
соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными
торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал
шпонок — сталь 45 нормализованная.
Рис.11 Шпоночное соединение
Напряжение
смятия и условие прочности
где
h-высота
шпонки; t1-глубина
паза;
l-длина шпонки; b-ширина шпонки.
8.2. Быстроходный
вал.
Шпонка на выходном конце вала
8×7×40 мм:
σсм = 2•35,9•103/28(7-4,0)(40-8) = 27 МПа.
8.3. Промежуточный вал
Шпонка под
колесом 14×9×63 мм:
σсм = 2•138,3•103/50(9-5,5)(63-14)=32
МПа.
8.4. Тихоходный вал.
Шпонка под
колесом 18×11×70 мм:
σсм
= 2•421,7•103/63(11-7,0)(70-18) = 64 МПа.
Шпонка
на выходном конце тихоходного вала 14×9×63 мм:
σсм = 2•421,7•103/50(9-5,5)(63-14)
= 98 МПа.
9. СМАЗКА РЕДУКТОРА
Смазка зубчатого
зацепления осуществляется путем окунания колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны:
V = (0,54÷0,8)N =
(0,5÷0,8)5,57≈3 л.
При
окружной скорости v = 2,45 м/с рекомендуемый сорт масла - индустриальное И-Г-А-46
[1с241].
Смазка
подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатым
колесом.
10. Конструктивные элементы корпуса
10.1. Толщина стенки корпуса и крышки корпуса:
δδ=
1,12Т20,25 = 1,12•421,70,25 = 5,1 мм, принимаем δ= 8 мм.
10.2. Толщина нижнего пояса:
р =
2,35δ = 2,35•8 = 20 мм.
10.3. Фундаментные болты
При межосевом расстоянии 125 мм диаметр фундаментных
болтов М20, диаметр
болтов у подшипников Ml6 [1с. 219].
10. Расчет и проверка муфт
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя
на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ
21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [Т] = 63 Н•м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой на быстроходном валу:
Tp = kT1 = 1,5•35,9 = 54 Н•м, где k = 1,5 -
коэффициент эксплуатации. Условие Тр < [Т] выполняется.
11. Конструирование сварной рамы
Проектируем раму, сваренную из элементов проката.
Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет
представлять основную коробку
рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность
наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под
головками болтов.
Опорные поверхности - пластинки, на
которые устанавливают редуктор и электродвигатель, создаются привариванием
узких полосок стали высотой 5-6 мм.
Так как рама при сварке коробится, то все
опорные поверхности на ко
торые устанавливаются механизмы привода,
обрабатываются после сварки.
Закрепление на раме электродвигателя
производим болтами Ml2 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками
ГОСТ 5915-70, редуктора болтами Ml 6.
Предусматриваем на раме закрепление кожуха в
месте установки муфты с целью их ограждения.
Вся сварная рама закрепляется на
производственной площадке фундаментными болтами М24.
12. Список
использованной литературы
1. Шейнблит А.Е., Курсовое
проектирование деталей машин. М,:
Высш.
м, 1991.
2.
Анурьев
В.И., Справочник
конструктора машиностроителя. В 3-х т.
М.: Машиностроение, 1979.
3.
Киселев Б.Р., Курсовое проектирование по механике: Учебное
по
собие./
Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2003.
4.
Киселев Б.Р., Проектирование приводов машин химического
произ
водства: Учебное
пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2001.
|
Формат
|
Зона
|
Поз.
|
Обозначение
|
Наименование
|
Кол.
|
Приме
чание
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Сборочные единицы
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1
|
|
Электродвигатель
4А112М4
|
1
|
|
|
|
|
|
ГОСТ 19523-81
|
|
|
|
|
2
|
|
Муфта МУВП ГОСТ21424-75
|
1
|
|
|
|
3
|
|
Редуктор
|
1
|
|
|
|
4
|
|
Рама сварная
|
1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Детали
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5
|
|
Звездочка
|
1
|
|
|
|
6
|
|
Кожух
|
1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Стандартные изделия
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7
|
|
Болт М8х20 ГОСТ 7798-70
|
1
|
|
|
|
8
|
|
Болт Ml0x40 ГОСТ 7798-70
|
4
|
|
|
|
9
|
|
Болт Ml6x60 ГОСТ 7798-70
|
4
|
|
|
|
10
|
|
Болт М20х60 ГОСТ 7798-70
|
4
|
|
|
|
11
|
|
Гайка М10 ГОСТ 5927-73
|
4
|
|
|
|
12
|
|
Гайка М16 ГОСТ 5927-73
|
4
|
|
|
|
13
|
|
Гайка М20 ГОСТ 5927-73
|
4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Язм
|
Лист
|
№ докум.
|
Подп.
|
Дата
|
|
|
Разраб.
|
|
|
|
|
Лит
|
Лист
|
Листов
|
|
Пров.
|
|
|
|
|
|
|
1
|
|
|
|
|
|
|
|
Л. Контр.
|
|
|
|
|
|
|
Утв.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Формат
|
Зона
|
Поз.
|
Обозначение
|
Наименование
|
Кол.
|
Приме
чание
|
|
|
14
|
|
Шайба 8 ГОСТ
6402-70
|
1
|
|
|
|
15
|
|
Шайба 10 ГОСТ
6402-70
|
4
|
|
|
|
16
|
|
Шайба 16 ГОСТ
6402-70
|
4
|
|
|
|
17
|
|
Шайба 20 ГОСТ
6402-70
|
4
|
|
|
|
18
|
|
Шайба 7019-0641
|
1
|
|
|
|
|
|
ГОСТ 14734-69
|
|
|
|
|
19
|
|
Болт фундаментный
М24
|
4
|
|
|
|
20
|
|
Гайка М24 ГОСТ
5915-70
|
4
|
|
|
|
21
|
|
Шайба 24 ГОСТ
10906-66
|
4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Лист
|
|
|
|
|
|
2
|
|
Изм
|
Лист
|
№ докум.
|
Подп.
|
Дата
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Федеральное
агентство по образованию Российской Федерации.
ГОУВПО
«Ивановский Государственный Химико-Технологический Университет».
Кафедра механики
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по
механике
Выполнил Бабанов А.С.
(фак. ЗО и ДПО, 3 курс ПСО
спец ТЭП)
Принял: профессор, д.т.н.
Мельников В.Г.
Иваново 2007.