Проект привода ленточного конвейера
Согласно заданию
требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из
электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического
зубчатого редуктора.
Требуется выбрать
электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить
пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора,
разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек
подшипников, шкива.
Электродвигатель
выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача
рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев,
проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются
по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия
статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по
коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения
проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра
соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из
передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталей
редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими
соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
При расчёте и
проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную
конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов
для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач,
использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей
при проектировании привода.
1 Кинематический
расчет привода
1.1 Схема привода
Рисунок 1-Схема привода
Привод состоит из
электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического
редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2
передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу
3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую
цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой
муфтой соединен с валом барабана транспортера.
1.2 Выбор
электродвигателя
1.2.1 Требуемая
мощность электродвигателя
Рэд = Рвых
/ hобщ ,
где Рвых -
общая мощность на выходе, кВт.
hобщ - общий КПД привода;
hобщ= h12×h34×h56×h4п×hм где,
h12 - КПД ременной передачи 1-2;
h34 - КПД косозубой цилиндрической
передачи 3-4;
h56 - КПД косозубой цилиндрической
передачи 5-6;
hп - КПД пар подшипников;
hм - КПД муфты
hобщ = 0,95 ×0,97×0,97 ×0.994 ×0,98= 0,841
Рвых = Ft × V, где Ft - окружное усилие на барабане, кН ;
V - скорость ленты конвейера, м/с;
Рвых = 8700∙0,45
= 3915Вт = 3,9 кВт;
Рэд = ,
1.2.2 Требуемая
частота вращения
nэ.тр = nвых×i12×i34 × i56
где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2
i34 - передаточное отношение передачи
3-4
i56 - передаточное отношение передачи 5
- 6
nвых - требуемая частота вращения на
выходе привода
nвых = ,
где Dб - диаметр барабана,мм
nвых = об/мин
nэ.тр= 1000 об/мин
1.2.3 Выбор
электродвигателя
выбирается
электродвигатель 132S6.
Параметры: P = 5,5 кВт, nэд = 960 мин-1.
Рисунок 2-Электродвигатель
132S6.
1.3 Уточнение
передаточных чисел
Общее передаточное число
,
где Uред – передаточное число редуктора;
U12 – передаточное число ременной
передачи (U12 =3).
1.4 Кинематический и
силовой расчет
1.4.1 Мощность,
передаваемая на валы привода
,
,
,
,
где P1 – мощность на 1-ом валу, Вт;
P23 – мощность, передаваемая на вал 2-3,
Вт;
P45 – мощность, передаваемая на вал 4-5,
Вт;
P6 – мощность, передаваемая на выходной вал редуктора,
Вт.
1.4.2 Частота вращения
валов привода
,
,
,
.
1.4.3 Угловые скорости
вращения валов
,
,
,
,
1.4.4 Крутящие моменты
на валах
,
,
,
,
2 Расчет зубчатых
передач
Рисунок 3-Схема
зубчатой передачи
2.1 Критерии
работоспособности и расчета
Критериями
работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:
1.
износ;
2.
усталостное
выкрашивание;
3.
усталостные
поломки зубьев;
4.
статические
поломки.
Расчет на прочность
ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения
допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
уН < [уН]
уF < [уF]
2.2 Выбор материала
зубчатых колес
Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес.
Звено
|
Марка стали
|
Термообработка
|
Твердость зубьев НВ
|
ут, МПа
|
Шестерни
3,5
|
сталь 40Х
|
улучшение
|
260..300
|
650
|
Колеса
4,6
|
сталь 40Х
|
улучшение
|
230..260
|
650
|
2.4 Расчет допускаемых
напряжений
2.4.1 Допускаемые
контактные напряжения
В соответствии с ГОСТ
21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
,
где уHlimB – предел контактной выносливости
поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,
Н/мм2;
KHL – коэффициент долговечности;
SH – коэффициент безопасности (для
зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 1.1).
При способе термической
обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости
поверхности зубьев
,
где NHO – базовое число циклов перемены
напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
NHE – эквивалентное число циклов
перемены напряжений.
,
где ni – частота вращения того зубчатого
колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;
c – число вхождений в зацепление зуба
рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);
tУ – суммарное время работы;
Tn – максимальный из длительно
действующих моментов;
T1, T2 – действующие моменты;
t1,t2 – время действия моментов.
Рисунок 4-Режим работы
,
где - срок службы привода, годы (=9);
- число рабочих смен в сутки (),
- количество рабочих часов в каждую смену ().
ч
Т.к. , то KHL3 = 1.
Т.к. , то KHL4 = 1.
Т.к. , то KHL5 = 1.
Т.к. , то KHL6 = 1.
Для цилиндрических
передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:
,
где - наименьшее из напряжений .
Принимаем МПа.
Принимаем МПа.
2.4.2 Допускаемые
напряжения у ножки зуба
,
где у0Flim – предел выносливости при изгибе,
соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности (принимаем
SF = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х
).
,
где NFO – базовое число циклов перемены
напряжений ();
NFE – эквивалентное число циклов
перемены напряжений ().
Т.к. , то KFL3 = 1.
Т.к. , то KFL4 = 1.
Т.к. , то KFL5 = 1.
Т.к. , то KFL6 = 1.
2.4.3 Максимальные
допустимые напряжения
Для зубьев зубчатых
колес, подвергнутых улучшению
,
где ут –
предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.
,
где уFlimM – предельное значение напряжения, не
вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;
SFM – коэффициент безопасности (для
улучшенных сталей 45, 40Х SFM = 1.75).
2.5 Проектный расчет
передачи
2.5.1 Определение
коэффициентов перегрузки
Коэффициенты нагрузки
находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную
выносливость
,
при расчете на изгибную
выносливость
,
где KHв, KFв
– коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине
зуба (ширине зубчатого венца);
KHV, KFV – динамические коэффициенты (учитывают
внутреннюю динамику передачи).
По ГОСТ 21354-75
быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда
ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно
определить из графиков .
где u – передаточное число рассчитываемой
передачи.
u34 =
3,6 u56 = 2,8
KHB34 = 1.15 KFB34
= 1.32
KHB56
= 1.06 KFB56 = 1.1
Значение коэффициентов KHV и KFV выбирают в зависимости от окружной
скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.
Приближенная скорость в
зацеплении
,
где nш – частота вращения шестерни, мин-1;
CV – вспомогательный коэффициент (для
косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV = 1500);
Tк – момент на колесе, Нм.
Принимаем степень
точности
зубчатая передача 3-4 8я;
зубчатая передача 5-6 8я.
Выбираются значения
коэффициентов KHV и KFV
KHV34 = 1.045 KFV34 = 1.053
KHV56 = 1.025 KFV56 = 0.9
2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)
Цель расчета:
определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном
корпусе.
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем нормальный модуль из зацепления:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев
зубчатых колёс:
;
Принимаем .
Определим угол наклона
зуба:
;
;
;
;
;
.
Уточним передаточное отношение:
;
.
Делительный диаметр:
;
мм;
мм.
Диаметры окружностей
выступов:
мм;
мм.
Диаметры окружностей
впадин:
мм;
мм.
Ширина зубчатых венцов
колёс:
мм.
Ширину шестерни принимаем
на 5 миллиметров больше.
мм.
Проверочные расчеты в
зацеплении.
После
определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные
расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным
напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.
т.к. полученное значение
скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
,где .
Мпа
Допускается недогруз
передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.
,где YF-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от
приведённого числа зубьев колёс).
;
.
; ;
;
; ; ;
; .
Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Таблица 4. Итоговая таблица результатов расчетов
Рассчитываемый параметр
|
Обозначение
|
Размерность
|
Численное значение
|
1. Межосевое расстояние
|
а34
|
мм
|
160
|
2. Число зубьев шестерни
|
Z3
|
мм
|
45
|
3. Число зубьев колеса
|
Z4
|
мм
|
164
|
4. Нормальный модуль зацепления
|
mn
|
мм
|
1,5
|
5. Диаметр делительной окружности
шестерни
|
d3
|
мм
|
68,89
|
6. Диаметр делительной окружности колеса
|
d4
|
мм
|
251,1
|
7. Диаметр окружности выступов
шестерни
|
da3
|
мм
|
71,89
|
8. Диаметр окружности выступов
колеса
|
da4
|
мм
|
254,1
|
9. Диаметр окружности впадин
шестерни
|
df3
|
мм
|
65,14
|
10. Диаметр окружности впадин
колеса
|
df4
|
мм
|
247,35
|
11. Ширина зубчатого венца шестерни
|
b3
|
мм
|
55
|
12. Ширина зубчатого венца колеса
|
b4
|
мм
|
50
|
13. Степень точности передачи
|
-
|
-
|
8
|
14. Угол наклона зуба
|
b
|
11,76
|
15. Окружная сила в зацеплении
|
Ft
|
Н
|
1198,934
|
16. Радиальная сила в зацеплении
|
Fr
|
Н
|
442,7
|
17. Осевая сила в зацеплении
|
Fa
|
Н
|
204,938
|
2.7Расчет передачи
c косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)
Цель расчета:
определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном
корпусе.
Определение предварительного значения межосевого
расстояния:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем нормальный модуль из зацепления:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев
зубчатых колёс:
;
Принимаем .
Определим угол наклона
зуба:
;
;
;
;
;
.
Уточним передаточное отношение:
;
.
Определим геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр:
;
мм;
мм.
Диаметры окружностей
выступов:
мм;
мм.
Диаметры окружностей
впадин:
мм;
мм.
Ширина зубчатых венцов
колёс:
мм.
Ширину шестерни принимаем
на 5 миллиметров больше.
мм.
Проверочные расчеты в
зацеплении.
После определения
основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по
контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью
предотвращения возможных ошибок.
Уточненное значение окружной скорости.
т.к. полученное значение
скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
Проверочный расчет по контактным напряжениям:
,где ;
.
Допускается недогруз
передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
,
где YF-коэффициент прочности
зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).
;
.
Проверочный расчет по кратковременным
перегрузкам.
; ;
;
; ; ;
;
.
Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетов
Рассчитываемый параметр
|
Обозначение
|
Размерность
|
Численное значение
|
1. Межосевое расстояние
|
а56
|
мм
|
180
|
2. Число зубьев шестерни
|
Z5
|
мм
|
53
|
3. Число зубьев колеса
|
Z6
|
мм
|
150
|
4. Нормальный модуль зацепления
|
mn
|
мм
|
1,75
|
5. Диаметр делительной окружности
шестерни
|
d5
|
мм
|
93,99
|
6. Диаметр делительной окружности
колеса
|
d6
|
мм
|
266,01
|
7. Диаметр окружности выступов
шестерни
|
da5
|
мм
|
97,49
|
8. Диаметр окружности выступов
колеса
|
da6
|
мм
|
269,51
|
9. Диаметр окружности впадин
шестерни
|
df5
|
мм
|
89,615
|
10. Диаметр окружности впадин
колеса
|
df6
|
мм
|
261,635
|
11. Ширина зубчатого венца шестерни
|
b5
|
мм
|
62
|
12. Ширина зубчатого венца колеса
|
b6
|
мм
|
57
|
13. Степень точности передачи
|
-
|
-
|
8
|
14. Угол наклона зуба
|
b
|
град.
|
9,24
|
15. Окружная сила в зацеплении
|
Ft
|
Н
|
2766,25
|
16. Радиальная сила в зацеплении
|
Fr
|
Н
|
1020,1
|
17. Осевая сила в зацеплении
|
Fa
|
Н
|
450
|
3. Расчет
клиноременной передачи
Выбираем сечение клинового
ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент
ведущего вала:
При таком значении
вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.
Определяем передаточное
отношение i без учета скольжения
.
Находим диаметр ведомого шкива, приняв
относительное скольжение е = 0,015:
.
Ближайшее стандартное
значение . Уточняем
передаточное отношение i с
учетом:
.
Пересчитываем:
.
Расхождение с заданным
составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.
Определяем межосевое
расстояние а: его выбираем в интервале
принимаем близкое к
среднему значение а = 450 мм.
Расчетная длина ремня:
.
Ближайшее стандартное
значение L = 1400 мм.
Вычисляем
и определяем новое
значение а с учетом стандартной длины L:
Угол обхвата меньшего
шкива
Скорость
По таблице определяем
величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.
.
Допускаемое окружное
усилие на один ремень:
.
Определяем окружное
усилие:
.
Расчетное число ремней:
.
Определяем усилия в
ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение
каждой ветви ремня:
;
рабочее натяжение ведущей
ветви
;
рабочее натяжение ведомой
ветви
;
усилие на валы
.
Шкивы изготавливать из
чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .
Сила предварительного
натяжения одного ремня
,
Сила предварительного
натяжения одной ветви комплекта ремней передачи
Н
Натяжение ветвей
комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P
Натяжение F1 ведущей ветви комплекта ремней
Н
Натяжение F2 ведомой ветви комплекта ремней
4 Ориентировочный
расчёт валов
4.1 Расчёт
быстроходного вала 2-3
Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3
, где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;
мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М20´1,5),
Диаметр участка вала под подшипник:
где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,
мм Принимаем dП = 40мм.
Диаметр буртика подшипника:
где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,
мм Принимаем dБП = 48мм.
4.2 Расчёт
промежуточного вала 4-5
Рисунок 6-Эскиз
промежуточного вала 4-5
, где Т45 -момент на промежуточном валу;
Принимаем dК = 45мм;
dБК ³ dК + 3×f , где f
-размер фаски колеса; f =
1,6мм ,
dБК ³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем dБК = 50мм
Принимаем dП = 45мм.
4.3 Расчёт выходного
вала 6
Рисунок 7-Эскиз выходного
вала 6
, где Т-момент на выходном валу;
мм ;
,где t-высота заплечника;
мм принимаем dП =55мм;
;
мм ; принимаем dБП =65мм;
dК =dБП =65мм.
dБК =dК +3×f ,
где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,
dБК =65+ 3×2,6=70мм.
5 Подбор
и проверка шпонок
Подбираются шпонки
призматические (ГОСТ 23360-78).
Рисунок 8-Шпоночное
соединение
Таблица 4
Вал
|
Место установки
|
Диаметр d, мм
|
Сечение шпонки, мм
|
Фаска s, мм
|
Глубина паза, мм
|
Длина l, мм
|
b
|
h
|
t1
|
t2
|
2-3
|
шкив
|
29.1
|
6
|
6
|
0.3
|
3.5
|
2.8
|
40
|
4-5
|
колесо зубчатое
|
45
|
14
|
9
|
0.5
|
5.5
|
3.8
|
32
|
6
|
колесо зубчатое
|
67
|
20
|
12
|
0.5
|
7,5
|
4.9
|
50
|
6
|
полумуфта
|
45
|
14
|
9
|
.05
|
5,5
|
3.8
|
70
|
Проверка шпонок на смятие
,
где T – передаваемый вращающий момент;
dср – диаметр вала (средний) в месте
установки шпонки;
h, b, l – линейные
размеры шпонки;
t1 – глубина паза вала.
Проверочный расчет шпонки
6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.
Т.к. материал ступицы
(шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [усм]2-3
= 80 Н/мм2.
Проверочный расчет шпонки
14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.
Т.к. материал ступицы
(зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм]4-5
= 120 Н/мм2.
Проверочный расчет шпонки
18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.
Т.к. материал ступицы
(зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм]6к
= 120 Н/мм2.
Проверочный расчет шпонки
12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы
(полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия
[усм]6м
= 80 Н/мм2.
Т.к. , то необходимо поставить две шпонки
под углов 180є, считая, что каждая шпонка передает половину
нагрузки.
Проверка показала, данные
шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.
6 Выбор муфты
Исходя из условий работы
данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93).
Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента
,
где k – коэффициент, учитывающий
эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).
Рисунок 9-МУВП
Основные параметры МУВП
Таблица 5 .Основные параметры МУВП
Т, Н×м
|
d, мм
|
D, мм
|
L, мм
|
l, мм
|
|
|
1000
|
50
|
220
|
226
|
110
|
|
Проверочный расчёт муфты
Упругие элементы
рассчитываются на смятие:
усм=2×T/(z×D×dп×lвт)≤[ усм],
где Т - вращающий момент;
dп – диаметр
пальца; (dп = 22)
усм=2×103×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа
7 Определение реакций опор
промежуточного вала и построение эпюр
Рисунок 10-Схема редуктора
Для проверки выбираем
промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.
Определим реакции опор:
Рассмотрим проекции сил в
плоскости ХZ :
-Ft2
×55 + Ft5 × 125 – RХВ × 175 =0;
тогда Н
-Ft5
×50 + Ft4 × 120 – RХА × 175 =0;
тогда Н
Проверка: SFIX =0; RХА - Ft4
+ Ft5 - RХВ
= 31,7 – 1198,9 + 2766,25
– 1599 = 0.
Рассмотрим проекции сил в
плоскости УZ:
-Fr4 × 55 - Fa4 × 127,5 – Fr5 × 125 + Fa5 × 48,7 + RУB × 175 =0;
тогда
Fr5 ×50 + Fa5 × 48,7 + Fr4 × 120 – Fa4 × 127,5 - RУА × 175 =0;
тогда
Проверка: SFIY =0; RYА - Fr4-
Fr5 + RYВ = 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.
Суммарные реакции опор:
Н
Н
Определим значения
изгибающих моментов:
Плоскость XZ:
Сечение 1: 0 < X1 <0.055м. Сечение 2: 0 < X2 <0.70м.
MX(0) = 0 MX(0) = 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м
MX(0.036) = 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м MX(0.138) = 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м
Сечение 3: 0 < X3 <0.05м.
MX = -RХВ × X3
MX(0) = 0
MX(0.042) = -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м
Плоскость УZ:
Сечение 1: 0 < У1
<0.055м.
MУ = RУА × У1
MУ(0) = 0
MУ(0.036) =859,5 × 0.055 = 47,5Н×м
Сечение 2: 0 < У2
<0.7м.
MУ = RУА × (0,055 + У2) – Fr4 × У2 + Fa4
× 0,0127
MУ(0) = 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м
MУ(0.7) = 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м
Сечение 3: 0 < У3
<0.05м.
MУ = RУВ × У3
MУ(0) = 0
MУ(0.05) = 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м
7.1 Проверочный расчет
промежуточного вала
Проверочный расчёт
состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми
(допускаемыми) напряжениями [S].
Прочность соблюдена при S
>= [S] .
Будем производить расчёт
для предположительно опасных сечений вала.
Рисунок 12-Эскиз вала
Материал вала ─
сталь 45.
Таблица 6
Диаметр
заготовки
|
Твердость
НВ
|
ув
МПа
|
ут
МПа
|
фт
МПа
|
у-1
МПа
|
ф-1
МПа
|
шт
|
<80
|
270
|
900
|
650
|
390
|
410
|
230
|
0,10
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.
Коэффициент запаса
прочности:
S= Sу· Sф/
Sу=у-1D/ уа
Sф=ф-1D/( фа+шфD· фа),
где уа и фа ─ амплитуды напряжений цикла;
шфD ─ коэффициент влияния
асимметрии цикла напряжений.
уа=103·М/W; фа=103·М к/2Wк
М=
М к = 130 Н·м
Определим моменты
инерции:
W=р·d3/32-b·h·(2d-h)2/(16d)=3.14·453/32-14·9(2·45
-9)2/(16·45) = 8045мм3
Wк=р·d3/16-b·h·(2d-h)2/(16d)= 3.14·453/16-14·9(2·45-9)2/(16·45)
= 16987мм3
уа=103 ·53/8045 = 6,6 МПа
фа=103 ·130/2·6987 = 9.3 МПа
Пределы выносливости
вала:
у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,
где КуD и КфD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.
КуD=( Ку/ Кdу+1/
КFу-1)/ КV,
КфD=( Кф/ Кdф+1/
КFф-1)/ КV,
где Ку и Кф ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кdт и Кdф ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного
сечения;
КFт и КFф ─
коэффициенты влияния качества поверхности;
КV ─ коэффициент влияния
поверхностного упрочнения.
КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
КфD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа
шфD=шф/ КфD
шфD=0,1/ 2,21=0,045
Sу= 148 / 6,6 = 22,4 Sф= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8
S= 22,4 · 10.8 /=15.4 > [S] = 2.5
Проверка показала, что
коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
Сечение Б-Б: Концентратором напряжений является
галтель у шестерни.
Коэффициент запаса
прочности:
S= Sу· Sф/
Sу=у-1D/ уа
Sф=ф-1D/( фа+шфD· фа),
уа=103·М/W; фа=103·М к/2Wк
М=
М к = 130 Н·м
Определим моменты
инерции:
W=р·d3/32=3.14·503/32=12267
мм3
Wк=р·d3/16=3.14·503/16=24531 мм3
уа=103 · 126,8 / 12267 = 10,3 МПа
фа=103 ·
130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа
Пределы выносливости
вала:
у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,
где КуD и КфD ─ коэффициенты снижения предела выносливости.
КуD=( Ку/ Кdу+1/
КFу-1)/ КV,
КфD=( Кф/ Кdф+1/
КFф-1)/ КV,
КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
КфD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа
шфD=шф/ КфD
шфD=0,1/ 2,21=0,045
Sу= 148 / 10,3= 14,4 Sф= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5
S= 14.4 · 38,5 /=
5,3 > [S] = 2.5
Проверка показала, что
коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
8 Проверка пригодности
подшипников промежуточного вала 2 – 3
Предварительно назначаем
радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников -
враспор.
Для принятых подшипников
находим:
Cr = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .
Минимально необходимые для
нормальной работы подшипников осевые силы:
FaAmin =
0.83 × e × RA = 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H
Значения осевых сил берём
из расчёта зубчатых передач:
Fa4 = 204,9H; Fa5 = 450H ,
тогда FA = Fa5 + Fa4
= 754,9H.
Отношение FaА / (V × RA) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.
Найдём эквивалентную
динамическую радиальную нагрузку:
,
где коэффициенты V = 1, Кб = 1,2 , КТ
= 1
Н.0
Вычисляем ресурс работы
подшипника:
где, Сr - базовая радиальная динамическая
грузоподъёмность подшипника, Н
Рr - эквивалентная радиальная
динамическая нагрузка, Н
к=3 - показатель степени
для шариковых подшипников;
а1=1 -
коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);
а23=0,75 -
коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств
металла деталей подшипника.
n – частота вращения вала.
ч
Расчётная долговечность
должна отвечать условию
,
где tS ─ требуемый ресурс, tS = 21600 ч.
Данное условие
выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Чтобы поверхности
вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между
ними оставляют зазор
,
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес
.
В двухступенчатых соосных
редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса
тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние ls между зубчатыми колесами
,
где T3 и T6 – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.
Толщина стенок
.
Принимается д = 8 мм.
Толщина фланцев
.
Принимается b = 14.5 мм.
Диаметры болтов:
- фундаментальных ,
принимаются фундаментальные
болты с резьбой М20;
- остальные болты ,
принимаются болты с
резьбой М16.
10 Выбор смазки
При минимальном количестве масла
смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло -
картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали
передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла,
стекающего с колес, валов и стенок корпуса.
Смазывание зубчатого зацепления
производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь
корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем
масляной ванны 4…6 л.
По таблице устанавливаем вязкость
масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2 и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость
масла должна быть примерно равна 34 мм2/с. По таблице из справочной
литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).
Контроль масла, находящегося
в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.
11 Подбор посадок и
допусков
Зубчатые колеса: H7/r6.
Крышки торцовых узлов на
подшипниках качения: H7/h8.
Шпоночные соединения: P9/h9.
Штифт с картеров: P8/h7.
Штифт с крышкой: H8/h7.
12 Сборка и
регулировка редуктора
Перед сборкой полость
корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку
редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживают
подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.
На промежуточный вал
насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем
закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала.
Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.
На выходной вал закладывают
шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно
нагретые в масле до 80 - 100˚С.
Валы устанавливают в
корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью
цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.
На конические хвостовики
входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.
Ввертывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают
в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя
крышку винтами.
Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной
техническими условиями.
Заключение:
1. Согласно заданию был
разработан привод - редуктор цилиндрический.
2. Был выбран
электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на
пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора,
разработаны рабочие чертежи деталей..
3. Электродвигатель был
выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
4. Шпоночные соединения
были проверены на смятие.
5. Форма и размеры
деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и
технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
Список использованной
литературы:
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П.
Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415
с.,ил..
2. Левитский И. Г. Расчет
клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию.
Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовое
проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.