Привод ковшового элеватора
План:
Введение
. Энергетический,
кинематический и силовой расчеты привода
.1 Определение
номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
.2 Определение
передаточного числа привода и его ступеней
.3 Определение
кинематических и силовых параметров привода
. Расчет зубчатой
передачи редуктора
.1 Выбор твердости,
термообработки и материала зубчатой передачи
.2 Определение
допускаемых контактных напряжений
.3 Определение
допускаемых напряжений изгиба
.4 Проектный расчет
закрытой конической зубчатой передачи
.5 Проверочный расчет
закрытой конической зубчатой передачи на контактную прочность
.6 Проверочный расчет
закрытой конической зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба
. Проектный расчет валов
редуктора
.1 Выбор материала валов
и допускаемых напряжений на кручение
.2 Выбор муфт,
определение размеров ступеней валов
.3 Предварительный выбор
подшипников качения
. Конструирование
зубчатых колес
. Эскизная компоновка
редуктора
. Нагрузки валов
редуктора
.1 Силовая схема
нагружения валов редуктора
.2 Определение
консольных сил и сил в зацеплении закрытой передачи
.3 Расчетные схемы
быстроходного и тихоходного валов. Схемы нагружения подшипников
.4 Определение
радиальных реакций в опорах валов
.5 Построение эпюр
изгибающих и крутящих моментов
. Проверочный расчет
подшипников качения
. Подбор и проверочный
расчет шпоночных соединений
. Проверочный расчет
валов редуктора
. Назначение посадок,
допусков формы и расположения для основных деталей редуктора
. Смазка и сборка
редуктора
Список литературы
Введение
Правила проектирования и оформления
конструкторской документации устанавливают четыре стадии ее разработки:
техническое задание, эскизный проект, технический проект, рабочая документация.
Курсовой проект по технической механике представляется в виде пояснительной
записки, сборочного чертежа редуктора, чертежа конического зубчатого
колеса и тихоходного вала.
Заданием на курсовой проект
предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора
привода ковшового элеватора.
Приводное устройство включает в себя
двигатель, цепную муфту, конический редуктор, цепную передачу, барабан, ковш,
ленту элеватора, натяжное устройство.
Исходными данными для
проектирования являются: тяговая сила цепи 
=0,8кН; скорость ленты 
=3м/с;
диаметр барабана 
=640мм;
угол наклона цепной передачи 
=60град; допускаемое
отклонение скорости ленты 
=3%;
срок службы привода 
=6лет.
Редуктор предназначен
для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу рабочей машины,
понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента
ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса, в котором
помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В
корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацепления и
подшипников.
Основные требования,
предъявляемые к создаваемому приводу: надежность, технологичность, ремонтопригодность,
минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, техническая эстетика. Все
эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
1. Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода
.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения
двигателя
Определяем срок службы
(ресурс) привода 
,ч,
приняв время простоя машинного агрегата 15% ресурса, по формуле
ч,
где 
-
срок службы привода, лет;
- продолжительность
смены, ч;
- число смен.
Определяем требуемую
мощность рабочей машины 
,кВт,
по формуле
кВт,
где 
-
тяговая сила цепи, кН;
- скорость ленты, м/с.
Определяем общий
коэффициент полезного действия 
привода по формуле
,
где 
=
0,93 - кпд открытой передачи[5,раздел 2, таблица 2.2];
= 0,97 - кпд закрытой
передачи[5,раздел 2, таблица 2.2];
= 0,98 - кпд
муфты[5,раздел 2, таблица 2.2];
= 0,99 - кпд подшипников
качения[5,раздел 2, таблица 2.2].
Определяем требуемую
мощность двигателя 
,
кВт, по формуле
кВт.
Определяем номинальную
мощность двигателя 
,
кВт, учитывая, что 
[5,
раздел 2, таблица 2.1].
= 3,0 кВт.
Выбираем тип двигателя
[5, приложение К9].
Таблица 1
|
Вариант
|
Тип двигателя
|
Номинальная мощность  Частота вращения, об/мин
|
|
|
|
|
синхронная
|
при номинальном режиме 
|
|
1
|
4AM90L2УЗ
|
3,0
|
3000
|
2840
|
|
2
|
4АМ100S4У3
|
3,0
|
1500
|
1435
|
|
3
|
4АМ112MA6У3
|
3,0
|
1000
|
955
|
|
4
|
4АМ112МB8У3
|
3,0
|
750
|
700
|
1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определяем частоту
вращения приводного вала рабочей машины 
, об/мин, по формуле
об/мин,
где D - диаметр барабана, мм.
Определяем максимальное
допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины 
,
об/мин, по формуле
об/мин,
где -
допускаемое отклонение скорости ленты, %.
Определяем допускаемую
частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения ,
об/мин, по формуле
об/мин.
Принимаем 
=
90 об/мин.
Определяем передаточное
число привода u для всех
приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности по
формуле
;
.
Принимаем передаточное
число закрытой передачи 
=
3,15 [5. раздел 2, таблица 2.3].
Определяем передаточное
число открытой передачи 
по
формуле
.
Таблица 2
|
Передаточное число
|
Варианты
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
|
 31,5615,9410,617,78
|
|
|
|
|
|
 10,025,063,372,47
|
|
|
|
|
|
3,15 3,15 3,153,15
|
|
|
|
|
1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода
Таблица 3
|
Параметр
|
Вал
|
Последовательность соединения элементов привода по
кинематической схеме 
|
|
Мощность P, кВт
|
Дв
|
 2,8
|
|
Б
|
|
|
Т
|
|
|
РМ
|
 2,4
|
|
Частота вращения n, об/мин
|
Дв
|
 955
|
|
Б
|
|
|
Т
|
|
|
РМ
|
 =
90
|
|
Угловая скорость  , 1/c Дв 
|
|
|
|
Б
|
|
|
Т
|
|
|
РМ
|
|
|
Вращающий момент Т,  Дв 
|
|
|
|
Б
|
|
|
Т
|
|
|
РМ
|
|
Таблица 4
|
Тип двигателя 4АМ112MA6У3 = 3,0
кВт;  = 955об/мин
|
|
Параметр
|
Передача
|
Параметр
|
Вал
|
|
Закрытая (редуктор)
|
открытая
|
|
двигателя
|
редуктора
|
Приводной рабочей машины
|
|
|
|
|
|
быстроходный
|
тихоходный
|
|
|
Передаточное число и
|
3,15
|
3,37
|
Расчетная мощность Р, кВт
|
2,8
|
2,7
|
2,6
|
2,4
|
|
|
|
Угловая скорость  , 1/с100,00100,0031,759,42
|
|
|
|
|
КПД 0,970,93Частота вращения
|
п, об/мин95595530390
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Вращающий момент Т, Н м
|
28,0
|
27,2
|
82,2
|
255,0
|
Таблица 19
Сечение вала Диаметр, мм Ми,
Мк,
,
МПа
,
|
МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
Быстроходный вал
|
41,72
|
27,20
|
  9,73 1,60
|
|
|
|
|
 
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Тихоходный вал
|
108,80
|
82,20
|
 25,404,80
|
|
|
|
|
 
|
|
|
|
|
|
|
|
|
  15,70
82,20   2,503,00
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 20
|
Сечение вала
|
|
            S
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
МПа
|
|
|
|
|
|
 3,24 2,35 1,0 3,24 2,35300 17492,6749,73 1,69,5246,29,32 1,6 … 2,1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
 3,24 2,35 1,0 3,24 2,35300 17492,67425,404,83,6515,43,55
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
 3,572,56 1,03,572,56 300 17484,0682,433,034,5022,718,90
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
.1 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатой передачи
Выбираем твердость, термообработку и
материл зубчатой закрытой передачи [5, раздел 3, таблицы 3.1 и 3.2].
Таблица 5
|
Элемент передачи
|
Марка стали
|
 , мм ,
ммТермообработкаТвердость
|
|
|
|
|
Шестерня
|
Сталь 40
|
120
|
60
|
У
|
192
… 228 НВ
|
|
Колесо
|
Сталь 35
|
Любые размеры
|
Н
|
163 … 192 НВ
|
Определяем среднюю твердость зубьев
шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср
НВ1ср =
;
НВ2ср =
.
Определяем разность
средних твердостей зубьев шестерни и колеса
НВ1ср - НВ2ср = 210 -
177,5 = 32,5 < 70.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Принимаем коэффициент долговечности
для зубьев шестерни и колеса КHL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3,
§3.2].
Определяем допускаемые
контактные напряжения 
,
МПа, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены
напряжений NHO по формуле
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
Определяем допускаемые
контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса 
,
МПа, по формуле
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
Определяем допускаемое
контактное напряжение 
,
МПа, для расчета конической зубчатой передачи: так как НВ1ср - НВ2ср < 70,
то коническая зубчатая передача рассчитывается на прочность по меньшему
значению 
МПа.
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Принимаем коэффициент долговечности
для зубьев шестерни и колеса КFL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3,
§3.2].
Определяем допускаемые
напряжения изгиба 
,
МПа, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены
напряжений NHO по формуле
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
Определяем допускаемые
напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса 
, МПа, по формуле
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
Таблица 6 - Механические
характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи
|
Марка стали
|
Dпред
|
Термообработка
|
НВ1ср
|
   
|
|
|
|
|
|
Sпред
|
|
НВ2ср
|
МПа
|
|
Шестерня
|
40
|
120
|
У
|
210,0
|
700
|
300
|
445,0
|
216,3
|
|
Колесо
|
35
|
Любые размеры
|
Н
|
177,5
|
550
|
235
|
386,5
|
182,8
|
2.4 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Определяем главный
параметр конической зубчатой передачи - внешний делительный диаметр колеса 
,
мм, по формуле
мм,
где 
=1,1
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел
4.2];
=1,85 - коэффициент
вида конических колес [5, раздел 4.2].
Принимаем 
=170
мм.
Определяем углы
делительных конусов шестерни 
и колеса 
по
формулам
;
.
Определяем внешнее
конусное расстояние 
,
мм, по формуле
мм.
Определяем ширину зубчатого венца
шестерни и колеса b, мм, по формуле
26 мм,
где 
=0,285
- коэффициент ширины венца [5, раздел 4.2].
Определяем внешний
окружной модуль зацепления
,
мм, для колес с круговыми зубьями по формуле
=1,54 мм,
где 
=1,08
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел
4.2];
=1 - коэффициент вида
конических колес [5, раздел 4.2].
Определяем число зубьев
колеса 
и
шестерни 
по
формулам
=110,4; 
=35.
Принимаем =35
и =110.
Определяем фактическое
передаточное число 
и
проверяем его отклонение 
от
заданного значения по формулам
= 3,143;
.
Определяем
действительные углы делительных конусов шестерни и колеса по
формулам
;
.
Определяем коэффициент
смещения инструмента 
=
.
=0,185, 
=
-0,185 [5, раздел 4.2, таблица 4.6].
Определяем фактические внешние
диаметры шестерни и колеса
Таблица 7 Размеры в мм.
|
Диаметры
|
Для передачи с круговым зубом при β=35°
|
Делительный: Шестерни
колеса 
=·=1,54
·35=53,9
Вершин зубьев: Шестерни
колеса 
=+1,64
·(1+)··cos=53,9+1,64· (1+0,185) ·1,54
·0,9529=56,752
=
+1,64
·(1-)··cos
=169,4+1,64· (1-0,185) ·1,54
Впадин зубьев: Шестерни
колеса 
=-1,64
·(1,2-)··cos=53,9-1,64 · (1,2-0,185) · ·1,54
·0,9529=51,457
=-1,64
·(1,2+)··cos=169,4-1,64 ·(1,2+0,185)
Определяем средний
делительный диаметр шестерни 
и колеса 
,
мм, по формуле
=0,857·=0,857·53,9=46,2
мм;
=0,857·=0,857·169,4=145,2
мм .
Проверяем пригодность заготовок
колес. Условие пригодности заготовок колес:
диаметр заготовки
шестерни 
=
+6
= 56,752+6=62,752мм;
мм [таблица 4];
толщина диска колеса - любые размеры
[таблица 4].
2.5 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи на
контактную прочность
Определяем окружную силу
,
Н, в зацеплении по формуле
=1132,23 Н.
Определяем окружную
скорость колес 
,
м/с, и степень точности передачи по формуле
=2,3 м/с,
степень точности [5,
раздел 4.1, таблица 4.2].
Определяем расчетные
контактные напряжения 
,
МПа, в зоне зацепления зубьев по формуле
,
где 
=1
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел
4.2];
=1,035 - коэффициент
динамической нагрузки [5, раздел 4.1, таблица 4.3].
=339,5 МПа.
Недогруз 
100%=12%.
2.6 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи на
выносливость по напряжениям изгиба
Определяем эквивалентное
число зубьев 
,
и
коэффициенты формы зуба 
,
шестерни
и колеса по формуле
=67;
=660;
= 3,56; =
3,63 [5, раздел 4.2, таблица 4.7],
где 
-
угол наклона зубьев.
Определяем расчетные
напряжения изгиба в основании зубьев шестерни 
и колеса 
,
МПа, по формулам
=
=
,73 МПа < 182,8 МПа,
= 
=
117,5 МПа < 216,3 МПа,
где 
=1
- коэффициент, учитывающий наклон зуба [5, раздел 4.2];
=1,0 - коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4.2];
=1,08 - коэффициент
динамической нагрузки [5, таблица 4.3].
Таблица 8 - Параметры закрытой
зубчатой конической передачи, мм.
|
Проектный расчет
|
|
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
шестерни 
колеса
,9
Внешний окружной модуль 1,54Внешний диаметр
окружности вершин:
шестерни
колеса
,752
Ширина зубчатого венца b 26 Внешний диаметр
окружности впадин: шестерни
колеса 51,457
,340
Число зубьев: шестерни
колеса 35
Вид зубьев круговой Средний делительный
диаметр: шестерни
колеса
,2
Угол делительного конуса, град: шестерни
колеса 17,65°
|
Проверочный расчет
|
|
Параметр
|
Допускаемые напряжения
|
Расчетные напряжения
|
Примечание
|
|
Контактные напряжения ,МПа386,5339,50Недогруз 12,0%
|
|
|
|
|
Напряжения изгиба
|
 ,МПа216,3117,50Недогруз 45,7%
|
|
|
|
|
 ,МПа182,8119,73Недогруз 34,5%
|
|
|
|
3. Проектный расчет валов редуктора
.1 Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение
Выбираем материал
быстроходного вала-шестерни и тихоходного вала: сталь 40 ГОСТ 1050-88.
Термообработка - улучшение, твердость 192…228 НВ,  ,
 ,
 [таблица
6; 5, таблица 3.2].
Принимаем допускаемые
напряжения на кручение заниженными и равными:  для быстроходного вала;
 для
тихоходного вала [5, раздел 7.2].
3.2 Выбор муфт, определение размеров ступеней валов
Определяем геометрические параметры
ступеней валов [5, раздел 7.3,].
Таблица 9 - Размеры ступеней
быстроходного вала, мм
|
Ступень вала
|
Размеры
|
Вал-шестерня коническая
|
1-я под полумуфту со звёздочкой  = =21,06.
 [5,
К10];
принимаем =
22 [5, K 26].
|
Принимаем t = 2,2; r =2,0.
|
|
|
|
 Принимаем = 36 [5, K 26].
|
|
2-я под уплотнение крышки с отверстием   ,
|
принимаем = 26.
|
|
  ,
|
принимаем = 18.
|
|
|
|
5-я под резьбу
|
 Принимаем М30 1,5 [5, таблица 10.11]
|
|
|
|
|
|
4-я под подшипник
|
|
= = 30
|
|
 определим графически на эскизной компоновке
|
|
3-я под шестерню   ,
|
принимаем = 35,
причем <  .
|
|
|
|
 определим графически на эскизной компоновке.
|
|
Таблица 10 - Размеры ступеней
тихоходного вала, мм
|
Ступень вала
|
Размеры
|
Вал колеса
|
1-я под шестерню = =27,23,
принимаем =
28.
|
Принимаем t = 2,2; r =2,0; f = 1,0.
|
|
 ,
|
принимаем = 30.
|
|
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник  ,
|
принимаем = 30.
|
|
 ,
|
принимаем = 38.
|
|
3-я под колесо  ,
|
принимаем = 38.
|
|
|
|
определим графически на эскизной компоновке.
|
|
|
4-я под подшипник
|
|
== 30
|
= ,
|
принимаем =19.
|
|
5-я упорная  ,
|
принимаем =40.
|
|
|
|
|
определим графически на эскизной компоновке.
|
Выбираем муфту упругую со звёздочкой
125 - 32 - 1 - У3 ГОСТ 14084-93 [5, К23].
3.3 Предварительный выбор подшипников качения
Определяем тип, серию, и схему
установки подшипников [5, раздел 7.4, таблица 7.2]. Выбираем типоразмер
подшипников по величине диаметров ступеней валов под подшипники [5, К29]
Таблица 11
|
Вал
|
Серия
|
Схема установки
|
Обозначение
|
Размеры, мм
|
Грузоподъемность, кН
|
е
|
Y
|
|
|
|
|
d
|
D
|
Т
|
 
|
|
|
|
|
Б
|
Легкая
|
врастяжку
|
7206
|
30
|
62
|
17,5
|
29,8
|
22,3
|
0,36
|
1,65
|
|
Т
|
Легкая
|
Враспор
|
7206
|
30
|
62
|
17,5
|
29,8
|
22,3
|
0,36
|
1,65
|
4. Конструирование зубчатых колес
Основные параметры зубчатого колеса
и шестерни (диаметры, ширина, внешний окружной модуль, число зубьев )
определены при проектировании передачи [таблица 8].
Определяем конструкцию и размеры
зубчатого конического колеса (обод, ступица, диск) [5, раздел 10.1, таблица
10.3].
Таблица 12 -Параметры зубчатого
конического колеса, мм
|
Элемент колеса
|
Параметр
|
Способ получения заготовки: штамповка
|
|
Обод
|
Диаметр
|
|
Толщина 
|
принимаем S = 6; S0 = 2.
|
|
|
Ширина
|
|
|
Ступица
|
Диаметр внутренний
|
|
Диаметр наружный 
|
принимаем  .
|
|
|
Толщина
|
 ,
принимаем  .
|
Длина  ,
|
принимаем  .
|
Диск Толщина 
|
принимаем С = 8.
|
|
|
Радиусы закруглений и уклон
|
 ; 
|
|
Отверстия
|
|
5. Эскизная компоновка редуктора
Таблица 13
Материал вала: Сталь 40
ГОСТ1050-88 Механические характеристики:  = 780 МПа;
 = 400 МПа;
|
 = 300 МПа.Размеры ступеней, мм
|
|
|
          
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
         
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Быстроходный вал
|
22
|
26
|
35
|
30
|
30
|
30
|
58
|
80
|
14
|
20
|
10
|
|
36
|
18
|
30
|
63
|
12
|
|
|
|
|
|
|
|
Тихоходный вал
|
28
|
30
|
38
|
30
|
40
|
165
|
137
|
60
|
14
|
78
|
|
|
30
|
38
|
55
|
19
|
75
|
|
|
|
|
58
|
|
|
Подшипники
|
Типоразмер
|
 , мм  Грузоподъемность,
кН
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Быстроходный вал
|
7206
|
 0,361,6529,822,3
|
|
|
|
|
|
Тихоходный вал
|
7206
|
0,361,6529,822,3
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Примечание - для конических
однорядных роликоподшипников
 .
6. Нагрузки валов редуктора
.1 Силовая схема нагружения валов редуктора
Рисунок 1
6.2 Определение консольных сил и сил в зацеплении закрытой
передачи
Таблица 14 - Силы в зацеплении
закрытой конической передачи с круговым зубом [5, раздел 6.1, таблица 6.1]
|
Силы в зацеплении
|
Значение силы, Н
|
|
на шестерне
|
на колесе
|
|
Окружная
|
 
|
|
|
Радиальная
|
  
|
|
|
Осевая
|
 
|
|
Примечания.
1  -
коэффициент радиальной силы.
 - коэффициент осевой
силы.
Таблица 15 - Консольные силы [6]
|
Вал
|
Вид открытой передачи
|
Характер силы по направлению
|
Значение силы, Н
|
|
Быстроходный
|
Муфта
|
Радиальные
|
|
|
Тихоходный
|
Цепная
|
Радиальные
|
|
Примечание - 
привод редуктор вал
зубчатый
6.3 Расчетные схемы быстроходного и тихоходного валов. Схемы
нагружения подшипников
Рисунок 2 - Быстроходный вал
Рисунок 3 - Тихоходный вал
6.4 Определение радиальных реакций в опорах валов
Исходные данные для расчета
быстроходного вала:
 1132,23 Н;  238
Н;  905,8
Н;  521,5
Н;  65
мм;
 80 мм;  26
мм;  46,2
мм [таблицы 8, 13, 14, 15, ЭК].
Определяем реакции опор
в горизонтальной плоскости
 
  Н.
 
  Н.
Проверяем правильность
определения реакций
   = 0.
Определяем реакции опор
в вертикальной плоскости
 
  Н.
 
  Н.
Проверяем правильность
определения реакций
   =0.
Определяем суммарные
радиальные опорные реакции
  Н;
  Н.
Исходные данные для расчета
тихоходного вала:
 1132,23 Н;  905,8
Н;  238
Н;  1570
Н;  907
Н;  191
мм;  118
мм;  73
мм;  60
мм;  145,2
мм [таблицы 8, 13, 14, 15, ЭК].
Определяем реакции опор
в горизонтальной плоскости
 
  Н.
 
  Н.
Проверяем правильность
определения реакций
  =
0.
Определяем реакции опор
в вертикальной плоскости
 
 Н.
 
 Н.
Проверяем правильность определения
реакций
   =0.
Определяем суммарные
радиальные опорные реакции
  Н;
  Н.
6.5 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Строим эпюру изгибающих моментов в
горизонтальной плоскости на быстроходном валу
  .
 =
Строим эпюру изгибающих
моментов в вертикальной плоскости на быстроходном валу
  ;
  .
Строим эпюру крутящегося
момента: передача вращающего момента происходит вдоль оси от середины шестерни
до точки приложения консольной нагрузки  .
Крутящий момент равен
вращающему моменту 
Определяем суммарные
изгибающие моменты в опасных сечениях
  ;
  ;  .
Строим эпюру изгибающих
моментов в горизонтальной плоскости на тихоходном валу
  ;
  .
Строим эпюру изгибающих
моментов в вертикальной плоскости на тихоходном валу
  ;
  ;
 .
Строим эпюру крутящегося
момента: передача вращающего момента происходит вдоль оси от середины ступицы
колеса до точки приложения консольной нагрузки  .
Крутящий момент равен
вращающему моменту 
Определяем суммарные
изгибающие моменты в опасных сечениях
  ;
  .
Таблица 16
Вал Суммарная радиальная реакция, Н Радиальная
нагрузка подшипника, Н Суммарный изгибающий момент,  Крутящий
момент,
Б  =
2227,03
 =
1632,10 =
2227,03
 =
1632,10 =
21,00
 =
33,04
|
 = 41,72 27,2
|
|
|
|
Т  =
67,00
 =
3320,50=
67,00
=
3320,50 =
15,6
|
 = 108,8 82,2
|
|
|
|
7. Проверочный расчет подшипников качения
Проверяем пригодность подшипников
7206 быстроходного вала редуктора, работающего с умеренными толчками.
Исходные данные:   = 1872,4 Н; =
1284 Н;  об/мин;
 ч
[разделы 1, 2, 6].
Характеристика
подшипника:      ;
      [5,
раздел 9, таблицы 9.1, 9.4, 9.5; К29].
Определяем осевые
составляющие радиальной нагрузки подшипника  , Н, по формуле
 Н;
 Н.
Определяем осевые
нагрузки подшипника  и
 ,
Н, в зависимости от принятой ранее схемы нагружения подшипников [раздел 3 ПЗ].
Так как  и
 ,
то
 Н;  Н.
Определяем отношения
 ;  .
Определяем эквивалентную
динамическую нагрузку  ,
Н, по формуле
 3216,4 Н;
 Н.
Определяем динамическую
грузоподъемность  ,
Н, подшипника по формуле
 .
Определяем долговечность
 ,
ч, подшипника по формуле
Подшипник пригоден .
Проверяем пригодность
подшипников 7206 тихоходного вала редуктора, работающего с умеренными толчками.
Исходные данные:   = 1792 Н; =
1265,4 Н;  об/мин;
ч
[разделы 1, 2, 6].
Определяем осевые
составляющие радиальной нагрузки подшипника , Н, по формуле
 Н;
 Н.
Определяем осевые
нагрузки подшипника и
,
Н, в зависимости от принятой ранее схемы нагружения подшипников [раздел 3 ПЗ].
Так как  и
 ,
то
 Н;  Н.
Определяем отношения
 ;  .
Определяем эквивалентную
динамическую нагрузку ,
Н, по формуле
 1129,9 Н;
 Н.
Определяем динамическую
грузоподъемность ,
Н, подшипника по формуле
 .
Определяем долговечность
,
ч, подшипника по формуле
Подшипник пригоден .
Таблица 17 - Основные
размеры и эксплуатационные характеристики подшипника
|
Вал
|
Подшипник
|
Размеры, мм
|
Грузоподъемность, кН
|
|
|
d
|
D
|
B
|
 
|
|
|
Б
|
7206
|
30
|
62
|
17,5
|
29,8
|
22,3
|
|
Т
|
7206
|
30
|
62
|
17,5
|
29,8
|
22,3
|
8. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Проверке подлежат две шпонки
тихоходного вала - под зубчатым колесом и под звездочкой цепной передачи, и
одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой.
Принимаем шпонки призматические со
скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок назначаем из
условия технологичности по ГОСТ 23360-78:
быстроходный вал =
22, =
36 мм - размеры шпонки  мм;
тихоходный вал =
28, =
30 мм - размеры шпонки  мм;
= 36,  =
45 мм - размеры шпонки  мм.
Принимаем материал
шпонок - сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормализованная, допускаемое напряжение на
смятие  =
120 МПа при стальной ступице.
Определяем площадь смятия
 ,
 ,
для каждой шпонки по формуле
где  -
высота шпонки [5, К42], мм;
 - глубина паза вала [5,
К42], мм;
 - рабочая длина шпонки,
мм;
l
- длина шпонки [5, К42], мм;
- ширина шпонки [5,
К42], мм.
Проверяем прочность
шпонки на смятие по формуле
 ,
где  -
напряжение смятия, МПа;
Т
- вращающий момент на валу,  ;
d
- диаметр ступени вала, мм.
Таблица 18 Размеры в миллиметрах
Диаметр вала b h l  ,
 Т,
|
 МПа  МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
|
22
|
8
|
7
|
4
|
36
|
28
|
72,2
|
80,8
|
101,7
|
120
|
|
28
|
8
|
7
|
4
|
30
|
22
|
56,7
|
18,7
|
23,5
|
|
|
36
|
14
|
9
|
5,5
|
50
|
36
|
92,9
|
18,7
|
11,2
|
|
Как видно из расчетов, во всех
случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.
9. Проверочный расчет валов редуктора
Проанализировав эпюры [рисунки 2,3],
наметим опасные сечения:
быстроходный вал - m.В (два концентратора напряжений -
посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью r); тихоходный вал - m.D (два концентратора напряжений
посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью r) и m. (два концентратора напряжений -
посадка колеса с натягом и шпоночный паз).
Определяем нормальные
напряжения  ,
МПа, в опасных сечениях вала по формуле
где  -
расчетные напряжения изгиба, МПа;
 - суммарный изгибающий
момент в рассматриваемом сечении, [раздел 6];
 - осевой момент
сопротивления сечения вала,  .
Определяем касательные
напряжений  ,
МПа, в опасных сечениях вала по формуле
где  -
расчетные напряжения кручения, МПа;
 - крутящий момент, [раздел
6];
 - полярный момент
сопротивления сечения вала, .
Определяем коэффициент
концентрации нормальных  и
касательных  напряжений
для расчетных сечений вала по формулам
 ; 
где   -
эффективные коэффициенты концентрации напряжений [5, раздел 11.3, таблица
11.2];
 - коэффициент влияния
абсолютных размеров поперечного сечения [5, раздел 11.3, таблица 11.3];
 - коэффициент влияния
шероховатости [5, раздел 11.3, таблица 11.4].
При действии в расчетном
сечении двух источников концентрации напряжений учитывают только наиболее
опасный из них (с наибольшим отношением  или  )
- посадка с натягом.
Определяем пределы
выносливости в расчетных сечениях вала  ,  ,
МПа, по формулам
  ,
где  и
 -
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,
МПа, [раздел 3].
Определяем коэффициенты
запаса прочности по нормальным  и касательным  напряжениям
по формулам
 
Определяем общий
коэффициент запаса прочности в расчетных сечениях по формуле
где  -
допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.
10. Назначение посадок, допусков формы и расположения для основных
деталей редуктора
Таблица 21 - Посадки для основных
соединений деталей редуктора
|
Соединение
|
Посадка
|
|
Зубчатое колесо - вал
|
|
|
Звездочка цепной передачи - вал
|
|
|
Полумуфта - вал
|
|
|
Распорные кольца
|
|
|
Стакан подшипникового узла
|
|
|
Наружные кольца ПК
|
|
|
Внутренние кольца ПК
|
|
|
Сквозные крышки подшипников
|
|
|
Глухие крышки подшипников
|
|
|
Шпонки - вал
|
|
|
Шпонка - зубчатое колесо, звездочка, полумуфта
|
|
Таблица 22 - Допуски формы и
расположения поверхностей для основных деталей редуктора
|
Назначение поверхности
|
Вид допуска (7-8 степень точности)
|
|
Под подшипники качения
|
 ,  ,  (торцовое)
|
|
Под зубчатое колесо
|
, , (торцовое)
|
|
Под полумуфту
|
, , (торцовое)
|
|
Под открытую передачу
|
, (торцовое)
|
|
Шпоночный паз
|
 , 
|
|
Внутреннее отверстие зубчатого колеса
|
, 
|
Примечание - Числовые значения
допусков формы и расположения, шероховатости поверхностей соответствуют [5,
раздел 13.3, таблицы 13.10 … 13.14].
11. Смазка и сборка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления
производим непрерывно жидким маслом И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87 картерным
непроточным способом (окунанием зубьев колеса).
Для одноступенчатых редукторов при
смазывании окунанием объем масляной ванны определяем из расчета 0,4…0,8 л масла
на 1 кВт передаваемой мощности.
Определяем уровень масла в
коническом редукторе из условия, что должны быть полностью погружены в масляную
ванну зубья колеса.
Контроль уровня масла, находящегося
в корпусе редуктора, осуществляем круглым маслоуказателем.
Для замены масла в корпусе
предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.
Чтобы избежать повышения давления
внутри корпуса и просачивания масла через уплотнения и стыки устанавливаем
пробку-отдушину в крышке смотрового люка.
Смазывание подшипников быстроходного
вала осуществляем пластичными материалами. Полость подшипника закрываем с
внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Смазочный
материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на
несколько лет. Смену смазочного материала производят при ремонте.
Смазывание подшипников
тихоходного вала при окружной скорости  осуществляют из картера
в результате разбрызгивания масла колесом, образования масляного тумана и
растекания масла по валам.
Для предотвращения
вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от
попадания пыли, грязи и влаги применяем манжетные уплотнения.
Сборку редуктора
производят в соответствии со сборочным чертежом.
Перед сборкой внутреннюю
полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборка редуктора
производится в следующем порядке:
- на быстроходный вал надевают
маслоотражающее кольцо и конические роликоподшипники, предварительно нагретые
до 80°-100° и установленные в стакан. Регулируют осевой зазор в подшипниках
поджатием круглой шлицевой гайки со стопорной шайбой;
в начале сборки тихоходного вала
закладывают шпонку под зубчатое колесо и напрессовывают колесо до упора в
буртик вала. Затем надевают распорную втулку и напрессовывают конические
роликоподшипники, предварительно нагретые в масле, до упора;
устанавливают в регулировочный винт
тихоходного вала резиновую манжету и устанавливают регулировочный винт в
сквозную подшипниковую крышку;
устанавливают регулировочный винт в
глухую подшипниковую крышку;
на тихоходный вал устанавливают
регулировочные шайбы и крышки;
собранный тихоходный вал
устанавливают в основание корпуса редуктора;
собранный быстроходный вал
устанавливают в основание корпуса редуктора. После этого надевают крышку
корпуса редуктора;
для центровки крышку корпуса
устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов и
затягивают болты подшипниковых бобышек и крышки редуктора;
забивают смазочным материалом
подшипники быстроходного вала;
устанавливают в крышку быстроходного
вала резиновую манжету и устанавливают крышку с прокладкой на быстроходный вал;
производят регулировку зацепления;
регулируют осевой зазор в подшипниках
тихоходного вала регулировочными винтами;
вворачивают сливную пробку и
маслоуказатель в корпус редуктора;
заливают масло и закрывают смотровой
люк с пробкой-отдушиной.
Список литературы
1. Аркуша, А.И.
Техническая механика: Теоретическая механика и сопротивление материалов:
учебник для машиностроительных специальностей техникумов / А.И. Аркуша. - 3-е
изд., испр. - М.: Высшая школа, 1998.
. Куклин, Н.Г. Детали
машин: учебник для машиностроительных специальностей техникумов / Н.Г. Куклин,
Г.С. Куклина. - 4-е изд., перераб. и доп. - М. : Высшая школа, 1987.
. Курсовое
проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -
2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987.
. Курмаз Л.В. Детали
машин. Проектирование: учеб. пособие для вузов / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. -
2-е изд., испр. и доп. - Мн.: УП «Технопринт», 2002.
. Шейнблит, А.Е.
Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для ССУЗов / - 2-е изд.,
перераб. и доп. - Калининград: Янтарный Сказ, 2002.
. ГОСТ 16162. Редукторы
зубчатые. Общие технические условия.
Похожие работы на - Привод ковшового элеватора
|