Привод ленточного конвейера - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод ленточного конвейера

Основные параметры и проектировочный расчёт зубчатой и цепной передач привода ленточного конвейера: энергетическая и кинематическая схемы; выбор материала и термообработки конструктивных элементов валов из расчета на кручение; подбор муфт и подшипников.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Нижегородский государственный технический университет
Институт промышленных технологий машиностроения
Кафедра «Теоретическая и прикладная механика»
по дисциплине «Основы конструирования»
наименование темы курсового проекта
Исходные данные по варианту 03 задания 01:
Коэффициенты использования: годового к г =0,8: суточного к с =0,33
Состав привода: редуктор цилиндрический вертикальный с верхним расположением шестерни; цепная передача
Схема конструкции На рисунке обозначено
3 - редуктор цилиндрический вертикальный;
1. Энергетический и кинематический расчёты привода
nЧ Б =60000ЧV/(рЧD Б ) = 60000*1,3/(3,14*320) = 77,59 мин -1
Ожидаемое общее передаточное число привода: , где - синхронная частота вращения двигателя. Электродвигатели серии АИР выпускают с =3000, 1500, 1000 и 750 мин -1 .Тогда соответственно этому получим = 38,6; 19,3; 12,9; 9,7.
По заданию привод состоит из цилиндрического редуктора и цепной передачи .Согласно табл. 3.1, =3,15…5; u цп =1,5…3. Тогда =(3,15…5)*(1,5…3)=4,73…15. Требуемая частота вращения двигателя при этом лежит в пределах: ==77,59*(4,73…15)=367…1164 мин -1 .
3 - редуктор цилиндрический вертикальный с
=0,97-КПД зубчатой цилиндрической передачи;
=0,99-КПД пары подшипников качения барабана.
=F*V/10 3 =1400*1,3/1000*0,88=2,1 кВт.
Ближайшая большая мощность по каталогу=2,2 кВт с частотой вращения вала мин -1 . Двигатель АИР100L6У3.
принимаем u ред =4,5(соответствует ряду чисел R20); u цп =12,18/4,5=2,71
n i =n 1 /u 1- i (i=1,2,3,4;i=1-вал двигателя):n 1 =n 2 =945 мин -1 ; n 3 = 945/4,5=210
мин -1 ; n 4 =945/12,18=77,59 мин -1 .
Т j =T Б /u n - j (j=4,3,2,1;j=4 - вал барабана):
Т Б =Т 4 =F*D Б /2000=1400*320/2000=224 Нм;
Т 3 =224/(2,71*0,99*0,93)=89,78 Нм;
Т 2 =224/(12,195*0,99*0,93*0,97)=20,57 Нм;
2. Проектировочный расчёт зубчатой передачи
Исходные данные (из энергетического и кинематического расчётов):
момент на шестерне z 1 T 1 =20,57 Нм;
частота вращения z 1 n 1 =945 мин -1 ;
момент на колесе z 2 T 2 =89,78 Нм;
частота вращения z 2 n 2 =210 мин -1 ;
ресурс: h=3,5 года, k г =0,8, k с =0,33;
Нагрузка на зубьях переменная, напряжения изменяются по отнулевому циклу (коэффициент асимметрии R=0). Передача закрытая, основной вид разрушения зубьев под действием контактных напряжений н . Проектировочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи начинают с определения межосевого расстояния a w из условия сопротивления контактной усталости зубьев с последующими проверками величин контактных напряжений и напряжений изгиба F .
Цель расчёта - межосевое расстояние передачи a w по формуле
Для единичного производства рекомендуют перепад твёрдостей шестерни Н 1 и колеса Н 2 в пределах Н 1 - Н 2 > 100НВ. Назначаю для зубьев z 1 поверхностную закалку токами высокой частоты (ТВЧ1) - твёрдость H 1 350HB, а для зубьев колеса z 2 - улучшение (У2)- твёрдость H 2 HB.
Принимаю, с целью унификации материала для z 1 и z 2 сталь 40ХГОСТ4543-71.Будем иметь для зубьев:
а) шестерни z 1 после закалки ТВЧ при диаметре заготовки D=900МПа; ; твёрдость поверхностей зубьев 45…50 HRC(425…480 HB); твёрдость сердцевины 269…302 HB;
б) колеса z 2 после улучшения при толщине S80мм в =750МПа; т =750 МПа; твёрдость сердцевины 269…302 HB.
Средние твёрдости зубьев H 1 m =452 HB, H 2 m =285 HB; H 1 m -H 2 m =452-285=167100HB- рекомендация по перепаду твёрдостей зубьев выполняется.
2.2 Число циклов перемены напряжений
L h =365*24*k г *k с *h=365*24*0,8*0,33*3,5=8100 ч.
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
N 2 =N 1 /u=45,9*10 7 /4,5=10,2*10 7 .
Базовое число циклов по контактным напряжениям
Из сравнения чисел циклов имеем, что N 1 и N 2 больше чем N Hlim ; N 1 и N 2 N Flim . Отсюда коэффициенты долговечности Z N =1; Y N =1.
Для косых и шевронных зубьев допускаемые контактные напряжения:
[] min []=0,45([] 1 +[] 2 )1,25[] min ,
где [ H ] i = Hlimbi Z N /S H (i=1,2).
Базовый предел контактной выносливости при N Hlim :
Hlimb 1 =17HRC +200=17*47,5+200=1007МПа;
[ H ] 2 =[ H ] min =640*1/1,1=582 МПа;
5820,45*(839+582)=6391,25*582=728 МПа
[] min []=0,45([] 1 +[] 2 )1,25[] min выполняются
Расчётное контактное допускаемое напряжение [ H ]=639 МПа.
Допускаемое напряжение изгиба по формуле [ F ]= Flimb Y N , где базовый предел изгибной выносливости зубьев Flimb 1 =310 МПа;
Flimb 2 =1,03H HBm =1,03*285=294 МПа;Y N =1.
Расчётные допускаемые напряжения на изгиб
2.4 Коэффициент рабочей ширины венца ba по межосевому расстоянию a w
ba =b 2 /a w - величина стандартная: при симметричном расположении колес относительно опор ш ba =0,315…0,5. Принимаем ba =0,4. Коэффициент рабочей ширины венца bd по диаметру шестерни d 1 : bd =b 2 /d 1 =0,5 ba (u+1)=0,5*0,4(4,5+1)=1,1.
2.5 Коэффициенты расчётной нагрузки
=n 1 /1194=945(20,57/4,5) 1/3 /1194=1,31 м/с
Степень точности 8-В ГОСТ 1643-81. (м/с, 8-я степень точности, H 1 350HB и H 2 350HB, зубья косые) получим коэффициент динамичности нагрузки K HV =1,02.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий
где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период до приработки зубьев:
при bd =1,1 и H 2 350HB интерполяцией находим =1,05;
- коэффициент приработки зубьев: при м/с,
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев по формуле
Следовательно, по нормам плавности необходимо принять 7-ю степень точности. Тогда
Уточнение степени точности передачи: 8-7-8 В ГОСТ 1643-81.
Коэффициент расчётной нагрузки по контактным напряжениям
Округляя в большую сторону для нестандартной передачи (единичное производство), будем иметь =75 мм.
ш ba a w =0,4*75=30 мм; b 2 =30 мм;
ширина шестерни b 1 =b 2 +(3…5)мм; принимаем m=1,5мм.
Наименьший угол наклона косых зубьев по формуле:
=z 1 +z 2 =(2*75*cos(11,536959)/2=98,36
округляют до целого числа в меньшую сторону (для увеличения угла наклона зубьев)- принимаем =98- и уточняют фактическое значение угла (с точностью до 10 -6 ):
Для косозубых передач рекомендуют =8…20 0 .
z 1 min =17cos 3 =17cos 3 11,478341=16
Принимаем z 1 =18>16. Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число редуктора
u ред =4,5 u=(100(4,5 - 4,44))/4,5 = 1,3% < [±3%].
d 1 =18*2/cos11,478341=27,44 мм; d 2 =2*75-27,44=122,56 мм;
d a 1 =27,44 +2*1,5=30,44 мм; d a 2 =122,56+2*1,5=125,56 мм;
d f 1 =27,44-2,5*1,5=23,69мм; d f 2 =122,56-2,5*1,5=118,81 мм.
Из кинематического и энергетического расчётов:
1. Момент на валу ведущей звёздочки T 1 =89,78 Нм.
2. Частота вращения ведущей звёздочки n 1 =210 мин -1 .
4. Коэффициент суточного использования k c =0,33- две смены работы. Конвейер ленточный - лёгкий режим работы, диаметр приводного барабана D Б =320мм.
а. Ведущая звёздочка должна вписываться в габариты редуктора, т.е. в первом приближении D e 1 d 2зуб +100мм, где d 2зуб - делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора, 100мм- добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса. По расчётам редуктора d 2зуб =122,56мм и тогда D e 1 223мм;
б. Условно D e 2 1,25D зв , где D Б - диаметр приводного барабана конвейера;D e 2 1,25*320=400мм.
К э =К д *К а *К н *К рег *К см *К реж *К Т ,
где К д - коэффициент динамичности нагрузки: плавная работа, равномерная нагрузка( цепной конвейер)К д =1;
К а - коэффициент длины цепи (межосевого расстояния а): принимаем оптимальное а=(30…50)Р, тогда К а =1;
К н - коэффициент угла наклона передачи к горизонту: принято =0 0 ; при 45 0 К н =1;
К рег - коэффициент регулирования (для нормального натяжения цепи):нерегулируемые оси звёздочек К рег =1,25;
К см - коэффициент способа смазывания: смазка периодическая К см =1,5;
К реж - коэффициент режима работы: при двухсменной работе К реж =2 1/3 =1,26;
К Т - температурный коэффициент: при 25 0 Т150 0 С К Т =1;
К э =1*1*1*1,25*1,5*1,26*1=2,36 [3].
где [p] 0 - допускаемое давление в шарнирах: при n 1 =210 мин -1 [p] 0 30МПа; m p - коэффициент рядности цепи: при числе рядов 1 m p =1; при числе рядов 2 m p =1,7
В обоих случаях по ГОСТ 13568-97 ближайший больший шаг цепей типа ПРА и ПР равен 19,05мм. Принимаем однорядную цепь нормальной точности ПР с разрывным усилием 31,8 кН.
3.4 Пересчёт чисел зубьев звёздочек
при P= 19,05мм и [p] 0 =30 МПа, причём
Принимаем z 1 =23. Принимаем =23*2,71=62,3; принимаем z 2 =62.
?u = (|u ц.п. - u ф |/2,71)|Ч100% = 0,37% < [4%].
D e 1 =19,05[0,5+ctg(180/23)]=163,64223мм
- по ограничению ведущей звёздочки,
D e 2 =19,05[0,5+ctg(180/62)]=426,9400мм
- по ограничению ведомой звёздочки. Условия ограничений выполняются.
3.6 Минимальное межосевое расстояние
а min =0,6*163,64*(2,71+1)=364,26мм,
а=(30…50)Р=(30…50)*19,05=572…953мм, выбираем а=700мм.
=2a/P+0,5z c +P/a=2*700/19,05+0,5*85+6,21 2 *19,05/700=117.
3.8 Окончательное межосевое расстояние:
3.2.1 Уточнение момента Т 1 по формуле энергетического расчёта. Так как u ф =u и КПД передачи не изменились, то Т 1 =89,78 Нм- без изменения.
3.2.2 Давление в шарнирах по формуле
р=2000Т 1 К э /(d 1 A ш m р )[p] 0 ,
где площадь опорной поверхности шарнира однорядной цепи А ш =105мм 2 .
р=2000*89,78*2,36/(154,88*105*1)= 26,0630 МПа.
р=100([p] 0 -p)/[p] 0 %=100(30-26,06)/30=13,1%
3.2.3 Максимальное натяжение ведущей ветви цепи
F q =60*1,9*0,542*1=61,8 H(q=1,9 кг/м- масса 1м цепи);
=*d 1 *n 1 /60000=*154,88*210/60000 = 1,7 м/с;
F 1 max =1*1159,3+61,8+5,491=1226,6 Н.
Допускаемый коэффициент запаса прочности
Расчётный коэффициент запаса прочности
3.2.4 Влияние динамичности нагрузки по числу ударов о зубья звёздочек по формуле
w=23*210/(15*118)=2,73508/19,05=26,7
Условие динамичности нагрузки выполняется.
3.2.5 Итак, назначаем ЦЕПЬ ПР-19,05-6000 ГОСТ 13568-97
F 1 =F 1 max =1226,6 H;F 2 =F q +=61,8+5,491=67,291 H
=57,3(d 2 -d 1 )/a=57,3(414,13-154,88)/542=27,408 0 .
Допустим, что по кинематической схеме ведущая звёздочка имеет правое вращение(нижняя ветвь ведущая), тогда в формулах использую нижние знаки. При =0 0 формулы будут иметь вид:
=(1226,6+67,291)*cos(27,408 /2)=1257,66 H;
F By =(-F 1 +F 2 )sin(/2)=(-1226,6+67,291)*sin(27,408/2)=-274,65 H.
Знак минус показывает, что относительно проекции силы F By напавлены в противоположные стороны, т.е. в данном случае F By направлены: на валу ведущей звёздочки вниз; на валу ведомой звёздочки наверх.

4. Проверочный расчет зубчатой передачи
В кинематическом расчёте были получены следующие номинальные параметры: частоты вращения n дв =945; шестерни n 1 =945 мин -1 (n 1 =n 2 =945 мин -1 ); колеса n 2 =210 мин -1 (n 3 = 945/4,5=210 мин -1 ); передаточные числа: редуктора u ред =4,5; цепной передачи u цп =2,71; общее =12,195; моменты на валах шестерни Т 1 =20,57 Нм; колеса Т 2 =89,78 Нм; на барабане конвейера Т б =224 Нм
4.1 Фактическое общее передаточное число привода:
u ф0 =u Фред u Фцп =4,5·2,71=12,195.
Частота вращения, nj мин-1, 945 945 210 77,59
Момент на валу, Tj Н*м, 20,87 20,57 89,78 224
где М-вал двигателя; Б-вал приводного барабана.
4.2 Проверка механических характеристик материалов цилиндрических колёс в зависимости от размеров заготовок D заг , S заг из условия D заг D, S заг S, где D,S из табл.:
D заг =d a 1 +6=30,44+6=36,44мм.<125мм;
б)для шестерни сплошного колеса ( без выточек)в единичном производстве
Механические свойства материалов определены верно.
=d 1 n 1 /60000=*27,44*945/60000=1,36 м/с
(в проектировочном расчёте было 1,31 м/с). Так как скорость , схема передачи,
(было 1,1), твёрдости зубьев, степени точности практически не изменились, то составляющие коэффициента расчётной нагрузки по контактным напряжениям остались прежними:
4.4 Контактные напряжения по формуле
Отклонение расчётного напряжения в сторону уменьшения от допускаемого
Условие сопротивления контактной усталости зубьев выполняется.
4.5 Коэффициент расчётной нагрузки по напряжениям изгиба
Коэффициент динамичности нагрузки при 1,31 H 2 <350H; 8степени точности; при косых зубьях K FV =1,05.
Коэффициент =0,18+0,82=0,18+0,82*1,05=1,041;
Коэффициент расчётной нагрузки K F =1,05*1,041*1,5=1,64
F t =2000T 1 /d 1 =2000*20,57/27,44=1499,3 МПа
Коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений Y FS 2 и Y FS 1 по формуле
Коэффициент угла наклона зуба по формуле
Коэффициент перекрытия для косых зубьев Y E =0,65.
4.7 Напряжение изгиба в ножке зуба колеса
Условия изгибной выносливости зубьев выполняются
Основной расчетной нагрузкой для валов являются вращающий Т и изгибающий М моменты, вызывающие напряжения кручения и изгиба .
Напряжения сжатия (растяжения) от осевых сил значительно меньше указанных напряжений и их часто в расчетах не учитывают.
Расчет осей является частным случаем и производится по формулам для валов при Т = 0. Поэтому в дальнейшем речь пойдет только о валах.
Требования, предъявляемые к работоспособности валов:
а) прочность (обеспечивается материалом, конструкцией, размерами);
б) жесткость (обеспечивается установкой подшипников, размерами);
в) долговечность (обеспечивается размерами, снижением концентраторов напряжений, поверхностным упрочнением, шероховатостью);
г) виброустойчивость (обеспечивается: в дорезонансной зоне увеличением жесткости; в зарезонансной зоне увеличением "гибкости" вала).
5.1. Силы в зацеплении зубчатых колес
(Т 1 =20,57 Нм; d 1 =27,44мм;=20 0 ; = 11,478341 0 ):
- окружная сила F t =2000Т 1 / d 1 =2000*20,57/27,44= 1499,3 Н;
- радиальная сила F r = F t *tgб=1499,3*tg20 0 =545,7 H;
- осевая сила F a = F t *tgв=1499,3*tg11,478341 0 =304,5 H;
-нормальная F n =F t /(cos20 0 *cos11,478341 0 )=1628,1H.
На концах валов действует консольная нагрузка от колёс( шкивов, звёздочек, зубчатых колёс открытых передач) и полумуфт.
Положение открытых передач фиксировано в пространстве, поэтому направление сил от них известно- при расчёте валов эти силы раскладываются на проекции по осям.
Радиальная сила полумуфты F M возникает в связи с несоосностью соединяемых муфтой валов. Эта несоосность вращается вместе с валами, поэтому направление силы F M находят отдельно, не совмещая их с плоскостями X и Y.
Предварительно силу муфты F M найдём по формулам:
F M = (50…125)T Б 1/2 =(50…125)20,57 1/2 =(227…567) Н
- для тихоходных валов F M =AT T 1/2 ,
где А=125 - для зубчатых редукторов;
В дальнейшем F M уточняется по формулам конкретной выбранной муфты.
Зубья шестерни нарезаны на быстроходном валу. Следовательно, материал этого вала тот же, что у зубьев: сталь 40ХГОСТ4543-71; термообработка вала - улучшение.
Механические характеристики при диаметре заготовки Dзаг?120 мм и Н?270НВ: у В =900, д Т =750, ф Т =450, у -1 =410, ф -1 =240 МПа; ш ф =0,1.
Колесо съемное; изготавливается отдельно. Принимаем материал тихоходного вала сталь 45 ГОСТ 1050-88 при D заг ?80 мм и Н?270НВ: у В =900, у Т =650, ф Т =390, у -1 =410, ф -1 =230 МПа; ш ф =0,1.
5.4 Диаметры валов из расчета на кручение
Предварительно расчёт диаметра вала d производится, когда величины изгибающих моментов М на валах неизвестны. Расчёт ведут только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям []:
d' 10*[20,57 / (0,2*25)] 1/3 16,1 мм,
где [] = (0,025...0,03) *900 = 22,5...27 МПа;
принято [] = 25 МПа. По ГОСТ 6636-69 выбираем d = 18мм.
По рекомендациям [1, c.42] из условия прочности и жесткости
-для быстроходного вала диаметр входного конца, мм:
(7…8)T Б 1/3 =(7…8)20,57 1/3 =(19,2…21,9)мм
Принимаем d Б =22мм(По согласованию с ГОСТ 12081-72).
- для тихоходного вала диаметр выходного конца, мм:
(5…6)T T 1/3 =(5…6)89,78 1/3 =(22,4…26,9)мм
Принимаем d T =28мм. (По согласованию с ГОСТ 12081-72).Концы валов выполняем коническими.
Диаметр конца тихоходного вала следует согласовать с диаметром муфты.
Величина расчётного момента муфты по формуле
Перебирая параметры компенсирующих муфт, для d=28мм имеем муфту с торообразной оболочкой, у которой паспортный момент
Муфты с торообразной оболочкой выпускают для коротких концов валов; для d=28мм муфты l=44мм.
Таким образом, конец быстроходного вала под шкивом конического исполнения типа 1 по ГОСТ 12081-72 имеет следующие размеры:
Конец тихоходного вала типа 2 имеет при d =28 мм размеры:
l 2 =42; d ср = 25,9; b x h=5 x 5; t 1 =3,0; t 2 =2,3 мм; резьба d 2 -M8; l 3 =14; l 4 =15,7мм;
Диаметр вала под подшипником d П из условия установки и снятия ПК без выема шпонки из паза вала по формуле
где d ср - средний диаметр конуса; t 2 - глубина паза в ступице:
Диаметр округляют до ближайшего по диаметрам внутренних колец подшипников, кратных пяти d ПБ =25 мм; d ПТ =35 мм.
Предварительно в качестве опор валов по рекомендациям практики принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой узкой серии по ГОСТ 8338-75.
- быстроходный вал - подшипники 205: d=25, D=52, B=15, r= 1,5 мм, где r- радиусы скругления торцов колец;
-тихоходный вал - подшипники 207: d=35, D=72, B=17,r=2 мм.
Проверка условия размещения ПК и болтов крепления крышки редуктора к корпусу в пределах a=75 мм.
a W тр =0,5(D ПБ +D ПТ )+, где 2Т Т 1/3 =2*89,78 1/3 =9 мм;
Условие названного размещения выполняется.
Ступица колеса соединяется с валом призматической шпонкой: для d=35 сечение b x h=10 x 8 мм; глубина паза t 1 =5 мм.
где k=h-t 1 0,4h-высота выступающей из вала шпонки, мм.:
расчётная длина шпонки из условия смятия
где [ см ] примем равным для стальной ступицы 150 МПа. Тогда
=2000*89,78/(35*(8-5)*150)=11,5 мм,
принимаем =12 мм. Полная длина шпонки со скруглёнными концами
l=l p +b=12+10=22 мм, что соответствует стандарту.
Обозначение шпонки: ШПОНКА 10 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78
Длина ступицы колеса по формуле =(l+(5…10)мм. Принимаем l ст =32 мм, что на 2 мм больше ширины зубчатого колеса b 2 =30 мм.
5.9 Эскизный чертёж общего вида редуктора
Зазоры a от вращающихся зубчатых колёс до внутренних стенок корпуса редуктора:
где L- расстояние между внешними поверхностями деталей передачи:
L= a w +0,5(d a 1 +d a 2 )=75+0,5(30,44+125,56)=153 мм; a=153 1/3 +3=6 мм.
На рисунке показана схема внешних сил, действующих на валы.
Величины сил были определены в п.5.1:
M a 1 =F t d 1 /2000=1499,3*27,44/2000=20,57 Нм;
M a 2 =F t d 2 /2000=1499,3*122,56/2000=91,9 Нм.
Вращающие моменты T 1 =20,57; T 2 = 89,78 Нм.
Нагрузка на валы звёздочек (на тихоходном валу):
=1257,66 H;F By =-274,65 H. Знак минус показывает, что относительно проекции силы F By направлены в противоположные стороны , т.е. в данном случае F By направлены: на валу ведущей звёздочки вниз; на валу ведомой звёздочки наверх.
На рисунке, приведённом ниже, представлены нагрузки на валах и реакции опор для данного примера (W-полюс зацепления). Направление силы муфты F м неизвестно и на расчётной схеме показано условно.
Опоры обоих валов с шариковыми однорядными радиальными подшипниками находятся на расстоянии а=0,5В от торцев, где В=15мм- ширина ПК 205 быстроходного вала и В=17мм - ширина ПК 207 тихоходного вала.
Из эскизной компоновки редуктора имеем размеры длин:
- быстроходный вал: l=59; l 1 =l/2=59/2=29,5; l 2 =56,25 мм;
- тихоходный вал:l=61; l 1 =l/2=30,5; l 2 =59,75 мм.
R x1 = -F t /2+10 3 M a1 /l=-1499,3/2+ 10 3 *20,57/59=-401 H;
R x2 =R x1 +F t =-401+1499,3=1098,3 Н.
R y2 =R y1 +F r = -272,85+545,7= 272,85 H;
R 1 =(R x 1 2 +R y 1 2 ) 1/2 =(401 2 +272,85 2 ) 1/2 =485 H;
R 2 =(R x 2 2 +R y 2 2 ) 1/2 =(1098,3 2 +272,85 2 ) 1/2 =1131,7 H;
Сила муфты F M на быстроходном валу зубчатой передачи
F M =125T Б 1/2 =125*20,57 1/2 =567 Н
F M (l+l 2 )-R M 1 l=0; R M 1 = F M (l+l 2 )/l=567*(59+56,25)/59=1107,6 H.;R M 2 =R M 1 -
д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):
F r1 =R 1 +R M1 =485+1107,6=1592,6 H; F r2 =R 2 +R M2 =1131,7+540,6=1672,3 H.
Реакции от сил в зацеплении и цепной передаче:
-F Bx (l+l 2 )+R x 2 l - F t l/2+10 3 M a 1 =0;
R x2 =F Bx (l+l 2 )/l+F t /2 - 10 3 M a2 /l=1257,66(61+59,75)/61+1499,3/2 -
R x 1 =F Bx +F t -R x 2 =1257,66+1499,3 - 3237,7=-480,74 H
(направлена в противоположную сторону);
R y1 =F r /2 - F By l 2 /l=545,7/2 +274,65*59,75/61=541,9 H;
R y2 = F By +F r -R y1 = - 274,65+545,7 - 541,9= - 270,85 H;
R 1 =(R x 1 2 +R y 1 2 ) 1/2 =(480,74 2 +541,9 2 ) 1/2 =724,4 H;
R 2 =(R x 2 2 +R y 2 2 ) 1/2 =(3237,7 2 +270,85 2 ) 1/2 =3249 H;
7.1.1 Частота вращения вала n=945мин -1 , диаметр вала под подшипниками d=25 мм. Требуемый ресурс подшипников
[L 10 h ]=365*24*k г *k c *h=8100 ч
Схема установки подшипников - враспор. Радиальные силы на опорах
Условия эксплуатации подшипников - обычные. Рабочая температура 40…50 0 С.
7.1.2 Предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники 205 лёгкой узкой серии:
размеры d x D x B=25 x 52 x 15 мм; базовая радиальная грузоподъёмность: статическая C 0 r =6950H; C r =14000H.
Угол контакта ПК 205 =0 0 . Следовательно, силы F S =0;F a 2 =F a =304,5H/
параметр осевого нагружения (интерполяция) e=0,24.
Для опоры 1 F a 1 =0 и коэффициенты X=1; Y=0. Для опоры 2 отношение
F a 2 /(VF r 2 )=304,5/(1*1672,3)=0,18< e=0,24 и X=1; Y=0
Коэффициент V=1, так как относительно вектора радиальной силы вращается внутреннее кольцо.
7.1.4 Эквивалентные радиальные динамические нагрузки R E при коэффициентах К Б =1,4 и К Т =1 соответственно в опорах 1 и 2:
R E 1 =VXF r 1 K Б K T =1*1*1592,6*1,4*1=2229,6H;
R E 2 =(VXF r 2 +YF a 2 )K Б К Т =(1*1*1672,3+0*304,5)*1,4*1=2341,2H.
Так как R E 2 >R E 1 , то подбор подшипников производим на опоре 2.
7.1.5 Скорректированный ресурс для ПК 205 при а 23 =0,75(обычные условия работы шариковых подшипников), р=3, n=945 мин -1 :
L 10ah =10 6 a 23 (C r /R E1 ) p /(60n)=10 6 *0,75*(14000/2341,2) 3 /(60*945)=2836 ч.
Это меньше требуемого ресурса [L 10 h ]=8100 ч., поэтому подшипники 205 для быстроходного вала не годятся.
7.1.6 Проверим ресурс подшипников 36205 - радиально- упорные шариковые с углом контакта
- опора 2 - 1672,3/9100=0,18 и по графику при =12 0 параметр e'=0,44. По формуле
- опора 1 - 1592,6/9100=0,18 и e'=0,44,
F S 1 =e'F r 1 =0,44*1592,6=700,7H;
7.1.8 Допустим, что F a 1 =F s 1 =700,7H, тогда
F a 2 =F S 1 +F A =700,7+304,5=1005,2H>F S 2 =736H.
7.1.9 Схема установки подшипников - враспор. Расстояние а от наружных торцов ПК до точек О по формуле
а=0,5[B+0,5(d+D)tg]=0,5[15+0,5(25+52)tg12 0 ] = 11,5
принимаем а=12мм. Расчётные данные:
l 2 =63,75-B+a=63,75-15+12=60,75мм.
7.1.10 Пересчёт реакций опор и нагрузки на подшипники:
=0; R x 1 l - 10 3 M a 1 +F t l/2=0;
R x1 = -F t /2+10 3 M a1 /l=-1499,3/2+ 10 3 *20,57/50= - 338 H;
R x2 =R x1 +F t =- 338+1499,3=1161,3 Н.
R y1 = - F r /2= - 545,7/2= - 272,85 H;
R 1 =(R x 1 2 +R y 1 2 ) 1/2 =(338 2 +272,85 2 ) 1/2 =434 H;
R 2 =(R x 2 2 +R y 2 2 ) 1/2 =(1161,3 2 +272,85 2 ) 1/2 =1193 H;
Сила муфты F M на быстроходном валу зубчатой передачи
F M =125T Б 1/2 =125*20,57 1/2 =567 Н.
R M 1 = F M (l+l 2 )/l=567*(50+60,75)/50=1256 H;
д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):
F r1 =R 1 +R M1 =434+1256=1690 H; F r2 =R 2 +R M2 =1193+689=1882 H.
опора 1 - 700,7/9100=0,077. e'=0,39
опора 1 - 700,7/(1*1690)=0,41=e=0,41;X=1;Y=0;
опора 2 -1005,2/(1*1882)=0,45<=e=0,45; X=0,45;Y=1,22
7.1.13. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка:
на опоре 1 R E 1 =1*1*1690*1,4*1=2366H;
на опоре 2 R E 2 =(1*0,45*1882+1,22*1005,2)*1,4*1=2902,5H.
Так как R E 2 >R E 1 , то подбор подшипников производим по опоре 2.
7.1.14 Расчётный скорректированный ресурс ПК 36206:
L 10 ah =10 6 a 23 (C r /R E 1 ) p /(60n)=10 6 *0,75*(16700/2902,5) 3 /(60*945)=2520 ч.
Это меньше требуемого ресурса [L 10 h ]=8100 ч., потому подшипники 36205 для быстроходного вала не годятся.
7.1.15 Проверяем ресурс роликовых конических подшипников 7205А:
параметр e=0,37; при отношении F a /(VF r )>e коэффициенты нагрузки X=0,4;Y=1,6.Схема установки ПК- враспор.
7.1.16 Расстояние а от наружных торцов ПК до точек О определяют по формуле
а=0,5T+(d+D)e/6=0,5*16,5+(25+52)*0,37/6=13мм;
l 2 =63,75-T+a=63,75-16,5+13=60,25мм
7.1.17 Реакции опор и радиальная нагрузка на подшипники:
=0; R x 1 l - 10 3 M a 1 +F t l/2=0;
R x1 = -F t /2+10 3 M a1 /l=-1499,3/2+ 10 3 *20,57/51= - 346 H;
R x2 =R x1 +F t = - 346+1499,3=1153,3 Н.
R 1 =(R x 1 2 +R y 1 2 ) 1/2 =(346 2 +272,85 2 ) 1/2 =440,6 H;
R 2 =(R x 2 2 +R y 2 2 ) 1/2 =(1153,3 2 +272,85 2 ) 1/2 =1185 H;
Сила муфты F M на быстроходном валу зубчатой передачи
F M =125T Б 1/2 =125*20,57 1/2 =567 Н
F M (l+l 2 )-R M 1 l=0; R M 1 = F M (l+l 2 )/l=567*(51+60,25)/51=1236,8H.;
R M 2 =R M 1 -F M =1236,8-567=669,8 H.
д) Полные реакции опор для наиболее опасного случая нагружения (радиальные силы для подбора подшипников):
F r1 =R 1 +R M1 =440,6+1236,8=1677,4 H;
F r2 =R 2 +R M2 =1185+669,8=1854,8 H.
опора 1 F S 1 =0,83*0,37*1677,4=515H;
опора 2 F S 2 =0,83*0,37*1854,8=569,6H
Допустим, что F a 1 =F S 1 =515H. Тогда из условия равновесия сил на оси вала
F a 2 =F S 1 +F A =515+304,5=819,5H>F S 2 =569,6H
Следовательно, расчётные осевые силы подшипников равны:
7.1.19 Отношение F a /(VF r ) при коэффициенте вращения V=1:
опора 1 - 515/1677,4=0,307e=0,29 и X=0,56; Y=1,45.
7.2.4 Эквивалентные радиальные динамические нагрузки R E при коэффициентах К Б =1,4 и К Т =1 соответственно в опорах 1 и 2:
R E 1 =VXF r 1 K Б К Т =1*1*724,4*1,4*1=1014,2Н.
R E 2 =VXF r 2 К Б К т =1*1*3249*1,4*1=4548,6Н.
Так как R E 2 >R E 1 , то подбор подшипников производим по опоре 2.
7.2.5 Скорректированный ресурс для ПК 207 при а 23 =0,75, р=3, n=210 мин -1 .
L 10ah =10 6 a 23 (C r /R E1 ) p /(60n)=10 6 *0,75*(25500/4548,6) 3 /(60*210)=10167 ч.
Это больше требуемого ресурса L 10 ah =8100 ч., поэтому подшипники 207 для опор подходят.
7.2.6 В целях унификации типов подшипников с быстроходным валом для опор тихоходного вала также принимаем роликовые конические ПК 7207А: размеры d x D x T=35 x 72 x 18,5 мм; С r =48400H;C or =32500H; параметр e=0,37; при отношении F a /( VF r )>e коэффициенты нагрузки X=0,4; Y=1,6. Схема установки подшипников - враспор.
7.2.7 Расстояние от наружных торцов ПК до точек О по формуле
а=0,5T+(d+D)e/6=0,5*18,5+(35+72)*0,37/6=15,8 мм
l 2 =59,75-T+a=59,75-18,5+16=57,25 мм
7.2.8 Реакции от сил в зацеплении и цепной передаче:
- F Bx (l+l 2 )+R x 2 l - F t l/2+10 3 M a 1 =0;
R x2 =F Bx (l+l 2 )/l+F t l/2-10 3 M a1 /l=1257,66(49+57,25)/49+1499,3/2-
R x 1 =F Bx +F t -R x 2 =1257,66+1499,3 - 3117,4= - 360,4 H
(направлена в противоположную сторону);
R y1 =F r /2 - F By l 2 /l=545,7/2 +274,65*57,25/49=593,7 H;
R y2 = F By +F r - R y1 = - 274,65+545,7 - 593,7= - 322,65 H;
R 1 =(R x 1 2 +R y 1 2 ) 1/2 =(360,4 2 +593,7 2 ) 1/2 =695 H;
R 2 =(R x 2 2 +R y 2 2 ) 1/2 =(3117,4 2 +322,65 2 ) 1/2 =3134 H;
Тогда из условия равновесия сил на оси вала
F a 2 =F S 1 +F A =213,4+304,5=517,9He=0,37. R E =1*1*1,4*695=973H;
опора 2 - 962,5/3134=0,3079 мм. Условие размещения болтов и подшипников выполняется.
На рисунке в соответствии с координатными осями приведены силы, действующие на быстроходный (а) и тихоходный валы, а также эпюры изгибающих и вращающих моментов.
8.1 Расчёт на статическую прочность
Уточненные значения параметров после окончательного выбора ПК 7205А: а) длины участков вала l=59 ,l 2 =60,25 мм; б) реакции опор R x 1 =346;R x 2 =1153,3; R y 1 =R y 2 =272,85H. R M 1 =1236,8; R M 2 =669,8H; момент M a 1 =20,57 Hм.
Горизонтальная плоскость XOZ, сечение А:
M ya =10 -3 R x 1 l/2=10 -3 *346*51/2=8,82 Hм;
M yA '=M a 1 + M yA =20,57+8,82=29,4 Нм.
Вертикальная плоскость YOZ, сечение А:
M x А =10 -3 *R y 1 l/2=10 -3 *272,85*51/2=7 Нм
Суммарные изгибающие моменты: сечение А
M A =(M xA 2 +M yA 2 ) 1/2 = =(29,4 2 +7 2 ) 1/2 =30,22 Нм.
M MA =10 -3 R M 2 l/2=10 -3 *669,8*51/2=17,1 Нм;
M MB =10 -3 F M l 2 =10 -3 *567*60,25=34,2 Нм;
Опасные сечения: А - под колесом; В - под внутренним кольцом подшипника опоры 1.
а) длины участков вала l=49 ,l 2 =57,25 мм;
б) реакции опор R x 1 = 3117,4H; R x 2 = - 360,4 H (направлена в противоположную сторону);
Горизонтальная плоскость XOZ, сечение А:
M y А =10 -3 R x 2 l/2=10 -3 *322,65*49/2=8 Hм;
M yA '=M a 1 - M yA =91,9 - 8=83,9 Нм.
M yB =10 -3 *F Bx l 2 =10 -3 *1257,66*57,25=72 Нм;
Вертикальная плоскость XOZ, сечение А:
M x А =10 -3 *R y 2 l/2=10 -3 *593,7
Привод ленточного конвейера курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат На Тему Счастье Человека
Реферат: Разработка инвестиционной стратегии предприятия
Аргументы К Сочинению Егэ По Русскому Языку
Доклад: Web-серверы
Отчет по практике по теме Министерство финансов Чеченской Республики
Курсовая работа по теме Налогообложение прибыли обособленного подразделения
Учет И Анализ Товарно Материальных Ценностей Диссертация
Реферат: Мифологические модели мира
Контрольная работа: Культура западноевропейского Средневековья
Дипломная работа по теме Финансовый менеджмент в практике финансовой деятельности предприятия
Курсовая Работа На Тему Расширенный Язык Разметки Гипертекста (Xhtml)
Эссе На Тему Реформы Русского Языка
Низкий Старт Реферат По Физкультуре
Курсовая работа по теме Инвестиции, их сущность, понятие, а также роль в экономике города Егорьевска и Егорьевского района М...
Что Мне Мешает Учиться Сочинение
Реферат: Коррекция психики детей переживших развод родителей
Сочинение Сказка Про Осень Написать Используя Определения
Курсовая Работа По Здоровому Образу Жизни
Реферат: Процесуальний порядок вжиття заходів до охорони спадкового майна
Доклад: Микнес
Игровые приемы обучения как средство формирования грамматических навыков у учащихся начальных классов при обучении немецкому языку - Иностранные языки и языкознание курсовая работа
Історія і сучасний стан розвитку бібліотек вищих навчальних закладів (на прикладі роботи бібліотеки Тернопільського державного медичного університету ім. І.Я. Горбачевського) - Культура и искусство дипломная работа
Управление персоналом на предприятии - Менеджмент и трудовые отношения лекция