Проектирование привода цепного конвейера - Курсовая работа

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1] для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, s1=650 Н/мм2 для колеса сталь 45-235-262НВ, s1=540 Н/мм2 Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется уа=0,5, Мп-момент передаваемый ступенью KFB-коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубы, принимают в зависимости от ?вd=в2/d1=35,5/110=0,4, тогда по таблице 4.5 KFB=1,04 Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.

электродвигатель редуктор шпоночный

Цепные конвейеры предназначены для транспортирования сыпучих и штучных грузов. Тяговым элементом служат цепи, грузонесущим - настилы, ковши, лотки, полки и т.п.

Наличие цепей в качестве тягового элемента ограничивает скорость их (обычно и < 1,0 м/с), но позволяет иметь большую длину транспортирования при значительной производительности.

Основными преимуществами цепных конвейеров по сравнению с ленточными являются возможность перемещения горячих (пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры), пылящих (скребковые конвейеры), крупнокусковых (пластинчатые конвейеры, ковшовые конвейеры) грузов при больших углах наклона трассы или даже в вертикальном направлении, работа в более тяжелых условиях.

По виду рабочих и грузонесущих органов цепные конвейеры подразделяют на пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры, люлечные конвейеры, полочные конвейеры, ковшовые конвейеры и подвесные конвейеры.

В данной курсовой работе рассмотрено проектирование привода цепного конвейера, который состоит из рамы привода, клиноременной передачи и двухступенчатого редуктора.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет необходимой мощности электродвигателя.

Мощность на выходном валу редуктора

NВЫХ = 2?Ft?VЦ/1000 (1.1)

NВЫХ = 2?2200?0.2/1000 = 0,8 КВТ где Ft - окружное усилие на одной звездочке цепного конвейера, Ft=2200 Н

VЦ - скорость цепи конвейера, V=0,2 м/с

1.1 Расчетная мощность на валу электродвигателя

(1.2) где h - общий КПД привода h = hзп3?hп3?hрп?hц.п (1.3) где hзп -КПД зубчатой передачи; hзп = 0,98;

З - количество пар зубчатых колес;

hп -КПД подшипников; hп =0,99;

4 - количество пар подшипников;

hрп - КПД ременной передачи; hрп = 0,96;

HЦ.П - КПД цепной передачи; HЦ.П = 0,95.

Значения КПД принимаем по [ таблица 1.1] h = 0,983?0,993?0,96?0,95 = 0,8328

Вт

1.2 Частота вращения выходного вала редуктора

(1.4) где z - число зубьев звездочки, z = 7, t - шаг цепи; t = 160 мм мин-1

1.3 Угловая скорость на выходном валу редуктора

(1.5) с-1

1.4 Определение необходимой частоты вращения электродвигателя

Необходимая частота вращения электродвигателя: NДВ= NВЫХ?u (1.6) где u - общее передаточное число привода u = UP?UЦ?UРЕД (1.7) где UP - передаточное число ременной передачи; UP=2…4;

UЦ - передаточное число цепной передачи; UЦ=1,5…4

UРЕД - передаточное число редуктора;

UРЕД=UT?UБ (1.8) где UT - передаточное число тихоходной ступени; UT=2…4

UБ - передаточное число быстроходной ступени; UБ=4…6,3

Значения передаточных чисел принимаем по [1 таблица 1.2]. u=(2…4)(1,5…4)(2…4)(4…6,3)=24….403,2

NДВ=10.7?(24…403,2)=256….4314 мин-1

1.5 Выбираем электродвигатель [ таблица2.1]

Тип двигателя 4А90LB8

Номинальная мощность N=1,1 КВТ

Асинхронная частота вращения NДВ=700 мин-1

Синхронная частота вращения NC=750 мин-1

Диаметр вала DДВ=24 мм

Масса G =28,7 кг

1.6 Определение общего передаточного числа

Уточняем общее передаточное число

(1.9)

(1.10)

По ГОСТ-21426-75 принимаем UB=5

(1.11)

По ГОСТ-21426-75 принимаем UT=4,5

Тогда наш редуктор 5х4,5

Уточняем передаточное отношение ременной передачи

Уточняем передаточное отношение цепной передачи

Определение частоты вращения на каждом валу редуктора

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

(1.12) мин-1

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

(1.15)

мин-1

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

(1.16) мин-1

Частота вращения выходного вала редуктора:

(1.17) мин-1

1.7 Определение крутящих моментов на каждом валу редуктора

Крутящий момент на валу электродвигателя

(1.18)

Н?м

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

МБ = МДВ?UP?HРП?HП (1.19)

МБ = 14*2.8889*0,96*0,99 = 38,44 Н?м

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора

МПР = МБ?UБ?HЗП?HП (1.20)

МПР = 38,44*5*0,97*0,99 = 184,57 Н?м

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

МТ = МПР?UT?HЗП?HП (1.21)

МТ = 184,57*5*0,9409*0,99 = 859,63 Н?м

Крутящий момент на выходном валу редуктора

МВЫХ = МТ?UЦ?HЦП?HП (1.22)

МВЫХ = 859,63*1,00031?0,95?0,99 =810,99 Н?м

1.8 Определение мощности на каждом валу

Мощность на быстроходном валу: NБ=NДВ*?HP?HПК (1.23)

NБ=1,01*2,8889*0,96*0,99=2,77 КВТ

Мощность на промежуточном валу: NПР=NБ?HБ?HПК

NПР=1,01*0,97*0,99=0,969 КВТ

Мощность на тихоходном валу: NT=NПР?h2Т(ЗП)?HПК

NT=0,969*0,9409*0,99=0,902 КВТ

Мощность на выходном валу: NВЫХ=NT* КВТ?h2Т(ЗП)?HПК

NВЫХ=0,902*0,9409*0,99=0,88 КВТ

2. Расчет передач редуктора

2.1 Расчет быстроходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1] для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, s1=650 Н/мм2 для колеса сталь 45-235-262НВ, s1=540 Н/мм2

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость: НВСР=0,5?(HBMIN HBMAX) (2.1) для колеса

НВСР2=0,5?(235 262)=248,5 для шестерни

НВСР1=0,5?(269 302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения

(2.2) где SHLIM - предел контактной выносливости поверхности зубьев

SHLIM=2?НВСР 70 (2.3)

SH- коэффициент безопасности; при улучшении SH=1,1

KHL=1-коэффициент долговечности

NHO=(НВСР)3 (2.5)

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N2=60?n2?Lh (2.6) для шестерни N1=N2?u (2.7) где n2-частота вращения колеса, n2=242,306 мин-1;

Lh - время работы передачи

Lh=24?KCYT?365?КГОД?T (2.8) где КСУТ КГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; КСУТ=0,26; КГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

Lh = 24?0.26?365?0.6?5 = 6833 ч u-передаточное число передачи, u=5

KHLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N2 = 60?242,306?6833 = 99340613,88

N1 = 99340613,88 ?5 = 496703069,4

NHO1 = (285,5)3 = 23271176,37

NHO2 = (248,5)3 = 15345434,12

Условие выполняется так как При N=496703069,4?NHO=23271176,37, тогда SHLIM1 = 2?285.5 70 = 641 Н/мм2

SHLIM2 = 2?248.5 70 = 567 Н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение: [SH] = 0.5?([SH1] [SH2]) (2.9)

[SH] = 0.5?(582,7 515,6) = 549,15 H/мм2

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям, т.к. по [2.c15]

[SH] = 549.15 Н/мм2 < [SH1] = 644.5 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба где KFL =1- коэффициент долговечности

NFO- базовое число циклов; NFO=4?106;

KFLMAX= 2.08 при улучшении [c14]SFLIM- предел выносливости зубьев при изгибе

SFLIM= 1,8?НВСР (2.12)

SF- коэффициент безопасности, SF = 1.75

SFLIM1 = 1.8?285.5 = 513.9 Н/мм2

SFLIM2 = 1.8?248.5 = 447.3 Н/мм2

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

(2.13) где Ка- вспомогательный коэффициент, для косозубых колес Ка=430

КН=1,2- коэффициент нагрузки уа -коэффициент относительной ширины колеса, т.е. отношение длины зуба колеса(ширины колеса)в2 к межосевому расстоянию. Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется уа=0,5, Мп- момент передаваемый ступенью

Н?м мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем AW=71 мм0

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса в2 = уа?AW (2.17) в2 = 71*0,5 = 35,5 мм

Учитывая погрешности сборки и возможные осевые смещения зубчатого колеса, ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса: в1=в2 5 мм=35,5 5=40,5 мм

Модуль зубчатого зацепления m = (0,01….0,02)?AW (2.18) m = 0,02*71 = 1.42 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,375 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

(2.19) в-угол наклона зубьев косозубой передачи. У косозубых колес в=120

Число зубьев шестерни

(2.20) где z1?z1min=17/cos3в для косозубых колес

Число зубьев колеса z2 = zc -z1 (2.21) z2 = 103-17 = 83

Уточняем фактическое передаточное число

(2.22)

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.1 - Основные размеры колес

Параметр Обозначение и формула Шестерня Колесо

Делительный диаметр d=mz 23 114

Диаметр выступов da=d 2?m 25 116

Диаметр впадин d1=d-2,5?m 19 110

Ширина колеса В 40.5 35.5

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колес, м/с где n-частота вращения колеса, мин-1, d-диаметр делительной окружности, мм. м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения

Расчетное контактное напряжение

(2.26) где КН- коэффициент нагрузки

КН=КН2?KHB?KHY (2.27) где КНА - коэффициент для косозубых колес КНА=1

KHB -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с KHB=1

KHV - коэффициент динамичности, KHV=1,25

КН = 1?1?1,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям при z=17 YF=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

Уе=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

KFL=коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

При

= =1

С=степень точности зубчатых колес, при учебном проектировании принимают среднее значение, равное 8. е=1,5

KFВ -коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубы, принимают в зависимости от ?вd=в2/d1=35,5/110=0,4, тогда по таблице 4.5 KFВ=1,04

KFV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

(2.27)

Где [УН]max=2.8YT=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

УТ=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения EFMAX

(2.28)

Где [YF]max=0.8YT= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

2.2 Расчет тихоходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1] для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, s1=650 Н/мм2 для колеса сталь 45-235-262НВ, s1=540 Н/мм2

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость: НВСР=0,5?(HBMIN HBMAX) для колеса

НВСР2=0,5?(235 262)=248,5 для шестерни

НВСР1=0,5?(269 302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения где SHLIM - предел контактной выносливости поверхности зубьев

SHLIM=2?НВСР 70

SH- коэффициент безопасности; при улучшении SH=1,1

KHL=1-коэффициент долговечности где NHO- базовое число циклов нагружений

NHO=(НВСР)3

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N2=60?n2?Lh для шестерни N1=N2?u где n2-частота вращения колеса, n2=10,66 мин-1;

Lh - время работы передачи

Lh=24?KCYT?365?КГОД?T где КСУТ КГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; КСУТ=0,26; КГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

Lh = 24?0.26?365?0.6?5 = 6833 ч u-передаточное число передачи, u=5

KHLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N2 = 60?10,66?6833 = 4370386,8

N1 = 99340613,88 ?4.5 = 19666740,6

NHO1 = (285,5)3 = 2327176,37

NHO2 = (248,5)3 = 1534534,12

Условие выполняется так как При N=4370386,8?NHO=1534534,12, тогда SHLIM1 = 2?285.5 70 = 641 Н/мм2

SHLIM2 = 2?248.5 70 = 567 Н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение: [SH] = 0.5?([SH1] [SH2])

[SH] = 0.5?(582,7 515,6) = 549,15 H/мм2

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям

[SH] = 549.15 Н/мм2 < [SH1] = 644.5 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба где KFL =1- коэффициент долговечности

NFO- базовое число циклов; NFO=4?106;

KFLMAX= 2.08 при улучшении

SFLIM- предел выносливости зубьев при изгибе

SFLIM= 1,8?НВСР

SF- коэффициент безопасности, SF = 1.75

SFLIM1 = 1.8?285.5 = 513.9 Н/мм2

SFLIM2 = 1.8?248.5 = 447.3 Н/мм2

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние где Ка- вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес Ка=495

КН=1,2- коэффициент нагрузки уа -коэффициент относительной ширины колеса, т.е. отношение длины зуба колеса(ширины колеса)в2 к межосевому расстоянию. Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется уа=0,5, Мп- момент передаваемый ступенью

Н?м мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем AW=80 мм

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса в2 = уа?AW в2 = 80*0,5 = 40 мм

Учитывая погрешности сборки и возможные осевые смещения зубчатого колеса, ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса: в1=в2 5 мм=40 5=45 мм

Модуль зубчатого зацепления m = (0,01….0,02)?AW m = 0,02*80 = 1.6 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса z2 = zc -z1 z2 = 106-17 = 89

Уточняем фактическое передаточное число

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.2 - Основные размеры колес

Параметр Обозначение и формула Шестерня Колесо

Делительный диаметр d=mz 25,5 133,5

Диаметр выступов da=d 2?m 28,5 136,5

Диаметр впадин d1=d-2,5?m 21,75 129,75

Ширина колеса В 40 45

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колеса, м/с где n-частота вращения колеса, мин-1, d-диаметр делительной окружности, мм. м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения.

Расчетное контактное напряжение где КН- коэффициент нагрузки

КН=КН2?KHB?KHY где КНА - коэффициент для прямозубых колес КНА=1

KHB -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с KHB=1

KHV - коэффициент динамичности, KHV=1,25

КН = 1?1?1,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям при z=17 YF=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

KFV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

Где [УН]max=2.8YT=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

УТ=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения EFMAX

Где [YF]max=0.8YT= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

3. Ориентировочный расчет валов редуктора. Подбор подшипников

3.1 Ориентировочный расчет валов редуктора

Ориентировочный диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности при кручении в случае контактных допускаемых напряжений. мм (3,1) где Т-крутящий момент [Н/мм], [ф]-допускаемое напряжение на кручение [ф]=15

Быстроходный вал редуктора мм, принимаем d=15 мм

Диаметр вала под манжет dm=17 мм

Диаметр вала под подшипник dп=20 мм

Диаметр вала под шестерни dп=24 мм

Тихоходный вал редуктора мм, принимаем d=26 мм

Диаметр вала под манжет dm=28 мм

Диаметр вала под подшипник dп=30 мм

Диаметр вала под колесо dk=34 мм

Промежуточный вал редуктора мм, принимаем d=20 мм

Диаметр вала под подшипник dп=20 мм

Диаметр вала под колесо dп=22 мм

Диаметр вала под шестерни dп=24 мм

3.2 Подбор подшипников

Необходимый ресурс работы подшипника

[Lh] = 24?КСУТ?365КГОД?Т (3.2) где КСУТ,КГОД - коэффициенты использования подшипников во времени;

КСУТ=0,26; КГОД=0,6

Т - полный срок службы; Т=5 лет

[Lh ] = 24?0,26?365?0,6?5 = 6833 ч

Ресурс подшипника

(3.3) где L- номинальная долговечность

(3.4)

где Cr - каталожная динамическая грузоподъемность, Н

R - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник т - степенной показатель, для шарикоподшипников т=3 n - частота вращения кольца подшипника, мин-1

Подшипники на быстроходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиально-упорный однорядный подшипник средней серии 46304

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, Dw=9.525, Грузоподъемность: Cr=17.8 КН, C0r=9.0 КН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на промежуточный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50204

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, Dw=9.525, Грузоподъемность: Cr=17.8 КН, C0r=9.0 КН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на тихоходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50206

Размеры: d=30 мм, D=62, B=16, r=1.5, Dw=9525, Грузоподъемность: Cr=19.5 КН, C0r=10.0 КН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

4. Эскизная компоновка редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки d = 0,025?AWT 3 мм (4.1) где AWT=80 мм - межосевое расстояние в тихоходной ступени d = 0,025?80 3 = 5 мм

Принимаем б = 5 мм

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали е1=1,1*d =1,1*5=5,5 мм (4.2)

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора зубчатого конического е=0,5*d4=4 мм (4.3)

Ширина подшипника

В1=18 мм, В2=14 мм

Наименьший зазор между внутренней стенкой корпуса редуктора и зубчатым колесом b?1.2*d?1.2*5?6 мм (4.4)

Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней е2=0,75*d=0,75*5=3,75 мм (4.5)

Расстояние между зубчатым колесом и валом е3=1,75*d=1,75*5=8,75 мм (4.6)

Расстояние от окружности выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища в0=7,5*m=7,5*1,5=11,25 мм (4.7)

5. Расчет клиноременной передачи

Крутящий момент на быстроходном валу

(5.1)

Н?м

По таблице 7.2 принимаем сечение ремня "0"

Диаметр ведущего шкива DP1 = 80 мм

Диаметр ведомого шкива

DP2 = DP1?UP?(1-x) (5.2) где x - коэффициент скольжения клинового ремня; x = 0,02

DP2 = 80?2,89?(1-0,02) = 226 мм

По ГОСТ 17383-73 принимаем DP2 = 224 мм

Фактическое передаточное число

(5.3)

Скорость пробега ремня

(5.5)

Частота вращения ведомого шкива

(5.6) мин-1

Межосевое расстояние а = 1?DP2 (5.7) а = 1?224 = 224 мм

Расчетная длина ремня

(5.8) мм

По ГОСТ 1284 1-89 принимаем L = 1000 мм

Уточняем межосевое расстояние

(5.9)

Минимальное межосевое расстояние

AMIN = а 0,025?L (5.10)

AMIN = 248 0,025?1000 = 273 мм

Угол обхвата на меньшем шкиве

(5.11)

Относительная длина ремня

Допускаемая мощность на один ремень

(5.12) где N0 - исходная мощность на один ремень; при DP1=80 мм и V=2,9 м/с NO=0,719 КВТ;

Ca - коэффициент угла обхвата, Ca=0,89 [ таблица 7.4 ]

CL - коэффициент длины ремня; CL=0,86 [ таблица 7.5 ]

DNH - поправка к мощности

DNH = 0,0001?DMH?NДВ где DMH - поправка к крутящему моменту на передаточное число;

DMH=0,5 [ таблица 7.6]

DNH = 0,0001?1,2?700 = 0,035 КВТ

СР - коэффициент режима работы

СР=0,84 [ таблица 7,7 ]

[N] = (0,719?0,89?0,86 0,035)?0,84 = 0,35 КВТ

Расчетное число ремней

Действительное число ремней

(5.12) где Ct - коэффициент неравномерности нагрузки; Ct=0,9 [3, c 47 ]

Принимаем число ремней Z=3

Сила начального натяжения одного ремня

(5.13) где g =0,1 кг/м

Н

Усилие, действующее на валы передачи

(5.14)

Н

Размеры обода шкивов [ таблица 7.2] h =7 мм h1 min= 6 мм в = 2,5 мм a1 = 36о e = 12 мм a2 = 38о f = 8 мм

Наружные диаметры шкивов d1 = DPI 2в (5.15) d1 = 80 2?2,5 = 80 мм d2 = 224 2?2,5 = 229 мм

Ширина обода шкивов

М = (Z-1)?е 2?f (5.16)

M = (3-1)?12 2?8 =40 мм

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для валов привода

6.1 Расчет быстроходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

(6.2)

Радиальная

(6.3)

Осевая

(6.4) где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса, -угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

;

;

Q=807 Н;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

RAX=RBX=Ft=3342 H

Ma= RBXA=3342*0.041=137

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

RBY=721 H

RAY=3765 H

1 участок

Ма(0)=0 Н?м

Ma(0.041)=30 Н?м

2 участок

Ма(0)=-499 Н?м

Ма(0.088)=512 Н?м

3 участок

Ма(0)=-56.49 Н?м

Ma(0.041)=17 Н?м

4 участок

Ma(0)=0 КН·см

Ma(0.07)=-56.49 Н?м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.5) где ST - пробел текучести материала;

для стали 45 ST = 540 МПА [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

SЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.6) где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.7) где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 137 Н?м, МУ = 512 Н?м (из эпюры)

530 Н?м

W -осевой момент сопротивления

(6.8) м3

МПА

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 4.87 >[ST ] = 1…3

6.2 Расчет промежуточного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.9)

Радиальная

; (6.10)

Осевая

(6.11) где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса, -угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

;

;

;

Составляющие усилия в зацеплении

Для колеса

Окружная

Радиальная

Осевая

Для шестерни

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Ма(0)=0 Н?м

Ma(0.041)=429 Н?м

2 участок

Ма(0)=429 Н?м

Ма(0.045)=512 Н?м

3 участок

Ма(0)=4295 Н?м

Ma(0.045)=755 Н?м

4 участок

Ma(0)=0 Н?м Ma(0.041)=429 Н?м

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Ма(0)=0 Н?м

Ma(0.041)=191 Н?м

2 участок

Ма(0)=703 Н?м

Ма(0.045)=1150 Н?м

3 участок

Ма(0)=703 Н?м

Ma(0.045)=1150 Н?м

4 участок

Ma(0)=703 Н?м

Ma(0.041)=0 Н?м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.11) где ST - предел текучести материала;

для стали 45 ST = 540 МПА [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

SЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.12) где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.13) где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 755 Н?м, МУ = 1150 Н?м (из эпюры)

1375 Н?м

W -осевой момент сопротивления

(6.14) м3

МПА

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 2,49 =[ST ] = 1…3

6.3 Расчет тихоходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.15)

Радиальная

(6.16)

Осевая где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса, -угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Ма(0)=0 Н?м

Ma(0.041)=579 Н?м

2 участок

Ма(0)=579 Н?м

Ма(0.045)=0 Н?м

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

H

H

1 участок

Ма(0)=0 Н?м

Ma(0.041)=191 Н?м

2 участок

Ма(0)=703 Н?м

Ма(0.045)=1150 Н?м

3 участок

Ма(0)=703 Н?м

Ma(0.045)=1150 Н?м

4 участок

Ma(0)=703 Н?м

Ma(0.041)=0 Н?м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.17) где ST - предел текучести материала;

для стали 45 ST = 540 МПА [ 1, таблица 2.1]

Kn - коэффициент перегрузки

SЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.18) где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.19) где МХ, МУ - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

МХ = 579 Н?м, МУ = 248 Н?м (из эпюры)

629 Н?м

W -осевой момент сопротивления

(6.20) м3

МПА

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. ST = 2,44 =[ST ] = 1…3

7. Расчет подшипников

7.1 Расчет подшипников на быстроходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Р-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=0,56, Y=1,71

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для шарикоподшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

,где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие: Условие статической грузоподъемности выполняется.

7.2 Подбор подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Р-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник где -радиальная нагрузка на подшипник (Н). осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=1, Y=0

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для роликовых подшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник где -радиальная нагрузка на подшипник (Н). осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие: Условие статической грузоподъемности выполняется.

7.3 Расчет подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Р-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Так как осевая нагрузка на подшипник , то проверку на динамическую нагрузку произвести не получится, тогда оставляем выбранный подшипник.

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие: Условие статической грузоподъемности выполняется.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические, размеры шпонок и пазов по ГОСТ 23360-72 [1]

Материал шпонок сталь45 нормализованная

Напряжения смятия из условия прочности:

(6.1) где М - момент, передаваемый валом;

d - диаметр вала h - высота шпонки l - длина шпонки, принимаем на 5..10 мм меньше длины ступицы из ряда длин в - ширина шпонки

8.1 Проверка прочности шпонок на быстроходном валу

На валу установлена 1 шпонка под стальной шкив.

Посадочный диаметр d=15 мм

Передаваемый момент Нб=38,44 Н?м

Размеры шпонки в*h*l = 5?6?40, t1=2.5 мм

Напряжения смятия

МПА

SCM=102 МПА< [SCM]=120 МПА условие прочности выполняется

8.2 Проверка прочности шпонок на промежуточном валу

На валу установлены две одинаковые шпонки под цилиндрические колеса.

Посадочный диаметр d=22 мм

Передаваемый момент МПР=184,57 Н?м

Размеры шпонок в*h*l = 6?7?32, t1= 3.5 мм

Напряжения смятия

МПА

Прочность шпонок обеспечена

8.3 Проверка прочности шпонок на тихоходном валу

На валу установлена шпонка под цилиндрическое колесо;

Посадочный диаметр d=33 мм

Передаваемый момент МТ=859,63 Н?м

Размеры шпонки в*h*l = 10*9*39, t1=3.8 мм

Напряжения смятия

МПА

На валу установлена 1 шпонка под стальное колесо.

Посадочный диаметр d=26 мм

Передаваемый момент МТ=859,63 Н?м

Размеры шпонки в*h*l = 8*7*39, t1=3.5 мм

Напряжения смятия

Мпа

Прочность шпонок обеспечена

9. Выбор масла

Смазывание зубчатых колес производится опусканием их в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес на 10….12 мм

Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес

Быстроходная ступень: V = 1,46 м/с, [SП ] = 549,15 Н/мм2

Тихоходная ступень: V = 0,08 м/с, [SП ] = 644.5 Н/мм2

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна n = 34?10-6 м3/с [1, таблица 11.1]

Такой вязкости соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ20799-75

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М "Высшая школа", 1985 г. -416с

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование М "Высшая школа", 1990 г. -399с

3. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко. Расчет передачи зацеплением. Белгород, 1993 г. -61с

4. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко, Н.В. Столбов. Расчет и конструирование валов и подшипников. Белгород,1995 г. -87с

5. И.А. Биргер и др. Расчет на прочность деталей машин; справочник М "Машиностроение", 1972 г. -702 с.

Размещено на