Привод пластинчатого конвейера. Курсовая работа (т). Другое.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Привод пластинчатого конвейера
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
В машиностроении широко используются различные конструкции приводов.
Привод - электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм.
Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры
управления. Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический,
пневматический, гидравлический и т.д.) или устройство отдающее заранее
накопленную энергию (пружинный, инерционный, гиревой механизм и др.). Обычно
важной частью привода является редуктор. Назначение редуктора - понижение
угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала
по сравнению с ведущим. Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для
передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема
привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные
или ременные передачи. Перечисленные механизмы являются наиболее
распространенной тематикой курсового проектирования.
Целью данного проекта является расчет привода пластинчатого конвейера,
состоящего из электродвигателя, цилиндрического редуктора и цепной передачи.
Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометрических и
конструктивных размеров отдельных деталей, разработку их конструкций. На
основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены
рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору
материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность,
разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых
колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников и шпонок.
В механический привод (рисунок 1) входят электродвигатель и редуктор.
Электродвигатель соединяется с редуктором через муфту. Редуктор -
двухступенчатый соосный, зубчатые передачи - цилиндрические прямозубые.
Выходной вал редуктора соединен с валом пластинчатого конвейера через цепную
передачу.
Окружное усилие на тяговой звездочке Ft = 30 кН.
Окружная скорость тяговой звездочки V = 0,25 м/с
Число зубьев тяговой звездочки z = 16 шт.
Мощность на приводном валу конвейера определим по формуле:
Подберем требуемый электродвигатель, для чего определим его потребную
мощность.
Где
ηобщ - коэффициент полезного действия привода (КПД).
КПД
привода в данном случае можно определить по формуле [1,стр.5]:
ηобщ = η3подш ∙ ηмуфт ∙ η2цил ∙ ηцеп
ηподш = 0,99 - КПД пары подшипников;
ηцил = 0,97 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;
ηобщ = 0,993*0,98*0,972*0,95 = 0,85
Определим
частоту вращения тяговой звездочки по формуле [1,стр.6]:
Dзв = = 100 / sin(180/16)
= 512,6 мм.
Тогда
nвых = 60000*0,25 / (3,14*512,6) = 9,32 об/мин
Предварительно
зададимся передаточными отношениями.
Передаточное
отношение цепной передачи предварительно принимаем:
Передаточное
отношение редуктора предварительно принимаем:
Тогда
передаточное отношение тихоходной цилиндрической передачи определим по формуле:
Принимаем
стандартное значение UТ = 4,0.
Тогда
UБ = Uред / UТ = 20 / 4,0 = 5,0
Уточним
передаточное отношение редуктора Uред = 5,0*4,0 = 20
Общее
передаточное отношение привода:
Определим
требуемое число оборотов двигателя:
nэ.тр. = nвых×Uобщ
= 9,32*80 = 745,6 об/мин.
По
таблицам, исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и числа оборотов
подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель серии АИР 160М8 (ТУ
16-525.564-84). Это асинхронный короткозамкнутый двигатель, закрытый, обдуваемый
с параметрами: мощность Pдв=11 кВт, частота вращения nдв=727 об/мин.
Уточним
передаточное отношение цепной передачи:
Определим
действительные числа оборотов валов привода.
вал
2 - промежуточный вал редуктора;
n2 = n1 / UБ =
727 / 5 = 145,4 об/мин
n3 = n2 / UТ =
145,4 / 4 = 36,35 об/мин
n4 = n3 / Uцеп
= 36,35 / 3,9 = 9,3 об/мин
Определим
крутящие моменты на валах привода:
дв
= 9550 = 9550*8,8/727 = 115,6 Нм.
Крутящий
момент на входном валу редуктора:
1
= Tдв*ηмуф*ηподш = 115,6*0,98*0,99 = 112,2 Нм.
Крутящий
момент на промежуточном валу редуктора:
2
= T1*UБ*ηцил*ηподш = 112,2*5*0,97*0,99 = 538,7 Нм.
Крутящий
момент на выходном валу редуктора:
3
= T2* UT*ηцил*ηподш = 538,7*4*0,97*0,99 = 2069,25 Нм.
Крутящий
момент на приводном валу конвейера:
4
= T3* Uцеп*ηцеп =
2069,25*3,9*0,95 = 7666,6 Нм.
Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.
Твердость шестерни 280 НВ, твердость колеса 270 HB [1,стр.11].
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по
общей зависимости [1,стр.12]:
где σHlim - предел контактной выносливости [1,стр.12];
для шестерни σHlim1 = 2HB1 +
70 = 2*280 + 70 = 630 МПа.
для колеса σHlim2 = 2HB2 +
70 = 2*270 + 70 = 610 МПа.
Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:
для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2802,4 = 2,24·107.
для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2702,4 = 2,05·107.
Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:
Где n2 = 36,35 об/мин - частота вращения
колеса.
Lh = L∙365Kгод∙24Kсут =
5*365*0,6*24*0,29 = 7621,2 ч.
Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:
где коэффициент μH определяется согласно циклограмме
нагружения:
μH = (
)3∙= 1,03*0,2+0,753*0,6+0,33*0,2 = 0,459
Коэффициент
долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:
Коэффициент
шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев)
Коэффициент
ZV учитывает влияние окружной скорости:
для
передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV =
1
Минимальные
значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для
зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].
для
шестерни: [σ1]H = 630*0,985*1*1/1,1 = 564,1 МПа.
для
колеса: [σ2]H = 610*1,051*1*1/1,1 = 582,8 МПа.
Для
дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:
Определим
допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости
[1,стр.14]:
где
σFlim
- предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:
для
шестерни σFlim1
= 1,75HB1 = 1,75*280 = 490 МПа.
для
колеса σFlim2
= 1,75HB2 = 1,75*270 = 472,5 МПа.
Число
циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:
Определим
эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:
где
коэффициент μF
определяется согласно циклограмме нагружения
[1,стр.15]:
μF = (
)6∙= 1,06*0,2+0,756*0,6+0,36*0,2 = 0,307
Так
как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1
Коэффициент
шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:
Коэффициент
YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки,
для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15]
принимаем: YA = 1.
Значение
коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF =
1,7
для
шестерни: [σ1]F = 490*1*1*1/1,7 = 288,24 МПа.
для
колеса: [σ2]F = 472,5*1*1*1/1,7 = 277,94 МПа.
Проведем
расчет межосевого расстояния.
Принимаем
коэффициент ширины Ψa=0,315
(при несимметричном расположении колес относительно опор [1,стр.17]).
Межосевое
расстояние определим по формуле [1,стр.17]:
где
Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для
прямозубых колес.
U = 4 -
передаточное отношение передачи.
T1 = 538,7 (Н·м)
- крутящий момент на ведущей шестерне.
KHβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки для прирабатываемых колес (при
HB < 350)
Предварительный
делительный диаметр колеса определим по формуле:
2’ = 2·aw·U / (U+1)
= 2*250*4 / (4+1) = 400 мм.
Ширина b2 = Ψa · aw =
0,315·250 = 78,8 мм.
Определим величину модуля
передачи по формуле [1,стр.20]:
Где Km = 6,8 -
коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).
Принимаем стандартный модуль m =
3,0 мм.
Суммарное число зубьев
определим по формуле [1,стр.21]:
1 = zΣ / (U+1) = 167 / (4+1) = 33,4.
шестерни: d1 = z1·m = 33·3,0
= 99 мм.
колеса: d2 =
2aw - d1 = 2·250 - 99 = 401 мм.
шестерни: da1 =
d1+2m = 99 + 2·3,0 = 105 мм.
колеса: da2 =
d2+2m = 401 + 2·3,0 = 407 мм.
шестерни: df1 =
d1 - 2,5m = 99 - 2,5·3,0 = 91,5 мм.
колеса: df2 =
d2 - 2,5m = 401 - 2,5·3,0 = 393,5 мм.
Ширину шестерни принимаем b1 = 85
мм.
Силы в зацеплении определим
по формулам [1,стр.23]:
Окружная: Ft =
2·T2 / d2 = 2·2069,25·103 / 401 = 8620,9 Н.
Радиальная: Fr = Ft tgα = 8620,9·tg 20º = 3138 Н.
= π·d2·n2 / 6·104 = 3,14·401·36,35/6·104 = 0,8 м/с.
С учетом этого выбираем
степень точности передачи - 9.
Для выбранной степени
точности коэффициент KFα = 1,0
Коэффициенты форма зуба
принимаем согласно [1; табл.2.10]
Расчетное напряжение изгиба в
зубьях колеса определим по формуле:
σF2 = KFα KFV YF2 Ft / (b2m) =
1,0*1,4*3,59*8620,9 / (80*3,0) = 180,5 МПа.
Расчетное напряжение изгиба в
зубьях шестерни
σF1 = σF2YF1 /
YF2 = 180,5*3,77 / 3,59 = 189,6 МПа.
Так как σF1
< [σ]F1 и σF2 < [σ]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.
Произведем проверку зубьев по
контактным напряжениям.
Определим действующее
контактное напряжение по формуле [1,стр.23]:
Где KHα = 1,0 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KHV = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки (для HB
< 350).
Так как σН < [σ]Н = 564,1 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям
выполняется.
Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.
Твердость шестерни 260 НВ, твердость колеса 250 HB [1,стр.11].
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по
общей зависимости [1,стр.12]:
где σHlim - предел контактной выносливости [1,стр.12];
для шестерни σHlim1 = 2HB1 +
70 = 2*260 + 70 = 590 МПа.
для колеса σHlim2 = 2HB2 +
70 = 2*250 + 70 = 570 МПа.
Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:
для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2602,4 = 1,88·107.
для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2502,4 = 1,71·107.
Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:
где n2 = 145,4 об/мин - частота вращения
колеса.
Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле [1,стр.15]:
Коэффициент долговечности ZN
определим по формуле [1,стр.13]:
Коэффициент
шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев)
Коэффициент
ZV учитывает влияние окружной скорости:
для
передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV =
1
Минимальные
значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для
зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].
для
шестерни: [σ1]H = 590*0,901*1*1/1,1 = 483,3 МПа.
для
колеса: [σ2]H = 570*0,971*1*1/1,1 = 503,2 МПа.
Для
дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:
Определим
допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости
[1,стр.14]:
где
σFlim
- предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:
для
шестерни σFlim1
= 1,75HB1 = 1,75*260 = 455 МПа.
для
колеса σFlim2
= 1,75HB2 = 1,75*250 = 437,5 МПа.
Число
циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:
Определим
эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:
Так
как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1
Коэффициент
шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:
Коэффициент
YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки,
для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15]
принимаем: YA = 1.
Значение
коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF =
1,7
для
шестерни: [σ1]F = 455*1*1*1/1,7 = 267,65 МПа.
для
колеса: [σ2]F = 437,5*1*1*1/1,7 = 257,35 МПа.
Ранее
принятое межосевое расстояние aw = 250 мм.
Ширину
колеса принимаем конструктивно b2 = 35 мм.
Определим
величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:
где
Km = 6,8 - коэффициент модуля передачи (для прямозубых
колес [1,стр.20]).
Принимаем
стандартный модуль m = 2,0 мм.
Суммарное
число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:
1
= zΣ / (U+1) = 250 / (5+1) = 41,67.
шестерни:
d1 = z1·m = 42·2,0 = 84 мм.
колеса:
d2 = 2aw - d1 = 2·250 - 84 = 416 мм.
шестерни:
da1 = d1+2m = 84 + 2·2,0 = 88 мм.
колеса:
da2 = d2+2m = 416 + 2·2,0 = 420 мм.
шестерни:
df1 = d1 - 2,5m = 84 - 2,5·2,0 = 79 мм.
колеса:
df2 = d2 - 2,5m = 416 - 2,5·2,0 = 411 мм.
Ширину
шестерни принимаем b1 = 40 мм.
Силы
в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:
Окружная:
Ft = 2·T2 / d2 = 2·538,7·103 / 416 = 2163,5 Н.
Радиальная:
Fr = Ft tgα = 2163,5·tg 20º = 787,5 Н.
=
π·d2·n2 / 6·104 = 3,14·416·145,4/6·104 = 3,2 м/с.
С
учетом этого выбираем степень точности передачи - 9.
Для
выбранной степени точности коэффициент KFα = 1,0
Коэффициенты
форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.10]
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле [1,стр.24]:
σF2 = KFα KFV YF2 Ft / (b2m) =
1,0*1,4*3,59*2163,5 / (35*2,0) = 155,3 МПа.
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1 = σF2YF1 /
YF2 = 155,3*3,7 / 3,59 = 160,1 МПа.
Так
как σF1
< [σ]F1 и σF2 < [σ]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.
Произведем
проверку зубьев по контактным напряжениям.
Определим
действующее контактное напряжение по формуле:
Где
KHα = 1,0 - коэффициент распределения нагрузки между
зубьями
KHV = 1,1 -
коэффициент динамической нагрузки (для HB < 350).
Так
как σН < [σ]Н = 483,3 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям
выполняется.
Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле
dв1 = (7…8)· =
(7…8) · = 33,8…38,6 мм.
Диаметр
шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 40 мм.
Диаметры
подшипниковых шеек примем dп1 = 45 мм.
Предварительно
определим диаметр промежуточного вала по формуле:
Диаметры подшипниковых шеек
примем dп2 = 55 мм.
Диаметр посадки ведомого
колеса и ведущей шестерни тихоходной передачи принимаем конструктивно dк2 =
60 мм.
Диаметр ступицы ведомого
колеса быстроходной передачи:
ст2 = (1,2…1,6)·dк2 =
(1,2…1,6)*60 = 72…96 мм.
Длина ступицы ведомого колеса
быстроходной передачи:
ст2 = (1,0…1,5)·dк2 =
(1,0…1,5)*60 = 60…90 мм.
Предварительно определим
диаметр выходного конца тихоходного вала по формуле:
в3 = (5…6)· = (5…6) · = 63,7…76,4
мм.
Диаметр шейки вала под
уплотнение примем dуп3 = 75 мм.
Диаметры подшипниковых шеек
примем dп3 = 80 мм.
Диаметр посадки ведомого
колеса принимаем конструктивно dк3 = 95 мм.
Диаметр ступицы ведомого
колеса тихоходной передачи:
ст3 = (1,2…1,5)·dк3 =
(1,2…1,6)*95 = 114…152 мм.
Длина ступицы ведомого колеса
быстроходной передачи:
ст3 = (1,0…1,5)·dк3 =
(1,0…1,5)*95 = 95…142,5 мм.
Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по
формуле:
где
L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями
деталей передач:
где
daБ2 - наибольший диаметр ведомого колеса быстроходной
передачи:
daТ2 -
наибольший диаметр ведомого колеса тихоходной передачи:
Расстояние
между подшипниковыми опорами быстроходного вала предварительно примем
L1 = (2…3)b2Б =
(2…3)*30 = 60…90 мм.
Расстояние
между подшипниковыми опорами промежуточного вала предварительно принимаем:
где
b2Т = 80 мм - ширина колеса тихоходной передачи,
B - ширина
подшипников качения, предварительно задаемся B = 25мм.
Тогда
L2 = 30+5*12+80+4*25 = 270 мм.
Расстояние
между подшипниковыми опорами тихоходного вала предварительно принимаем
L3 = (1,5…2)*b2Т =
(1,5…2)*80 = 120...160 мм.
Определим
толщину стенок корпуса и крышки:
Определим
толщины фланцев корпуса и крышки:
для
корпуса: sf1 = 1,2·δ = 1,2*12 = 14 мм.
Определим
толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
Определим
диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:
Принимаем фундаментные болты
с резьбой M20.
Принимаем диаметр болтов
крышек подшипников принимаем конструктивно: d0 = 10 мм.
Предварительная компоновка
редуктора показана на рисунке 3.
Рисунок 3 - Предварительная
компоновка редуктора
На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила,
возникающая от несоосности концов валов соединяемых муфтой.
Крутящий момент на валу T =
112,2 Нм.
Силы, действующие в зубчатых зацеплениях:
Консольная сила, действующая на выходной конец вала возникающая от
несоосности концов валов соединяемых муфтой составит:
FK = (50…125) =
(50…125) = 530…1320 Н.
Размеры
согласно компоновочной схеме:
L11 = 40 мм; L12 =
40 мм. L0 = 100 мм.
Определим
реакции в опорах из уравнений статики.
Рассмотрим
действие сил в плоскости Y0Z.
SMx(D) = 0(L0+L11+L12)-RBy(L11+L12)+FrL12
= 0
Отсюда RBy = (FrL12+ FK(L0+L11+L12))/(L11+L12)=
(787,5*40+800*(100+40+40))/(40+40) = 2193,8 Н.
RDy = -(FrL11-FKL0)/(L11+L12) =
-(787,5*40-800*100)/(40+40) = 606,3 Н.
Построим
эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.
MC = -FK(L0+L11)+RByL11
= -800(0,1+0,04)+2193,8*0,04 = -24,2 Н*м.
Рассмотрим
действие сил в плоскости X0Z.
Отсюда
RBx = FtL12/(L11+L12)
= 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.
Отсюда
RDx = FtL11/(L11+L12) = 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.
Построим
эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.
MC = RBxL11
= 1081,8*0,04 = 43,3 Н*м.
Суммарные
реакции в опорах составят:
Рисунок
4 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал
Согласно
построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке
B (шейка подшипника качения).
Предварительно принимаем материал вала - Сталь 40Х. Рассчитываем
допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([τ] = 115 МПа) для материала вала по
формуле:
Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных
диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.
На вал действуют силы от быстроходной передачи:
Определим реакции в опорах для плоскости Y0Z из уравнений
статики.
ΣM(B) = 0.- Fr2(L22+L23) -
Fr1·L23 = 0.
Тогда=
(Fr2(L22+L23) + Fr1·L23) / L2= (3138*(0,15+0,04)+787,5*0,04) / 0,27 = 2324,9 Н.
ΣM(A) = 0.·L21 + Fr1(L21+L22)
- RByL2 = 0.= (Fr2·L21 + Fr1(L21+L22)) / L2
RBy =
(3138*0,08 + 787,5*(0,08+0,15))/0,27 = 1600,6 Н.
Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.
MC= -RAyL21 = -2324,9*0,08 = -186 Нм.= -RAy(L21+L22)+Fr2·L22 = -2324,9*(0,08+0,15)+3138*0,15 = -64 Нм= 0 Нм.
Определим реакции в опорах для плоскости X0Y из уравнений
статики.
RAxL2 + Ft2(L22+L23) - Ft1·L23 = 0.= (Ft2(L22+L23) - Ft1·L23)
/ L2= (8620,9*(0,15+0,04) - 2163,5*0,04) / 0,27 = 5746 Н.
Ft2·L21 + Ft1(L21+L22) - RBxL2 = 0.= -(Ft2·L21 -
Ft1(L21+L22)) / L2 = -(8620,9*0,08-2163,5*(0,08+0,15))/0,27
= -711,4 Н.
Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости X0Y.
MD = RAx(L21+L22) -
Ft2·L22 = 5746*(0,08+0,15) - 8620,9*0,15 = 28,4 Нм.
Рисунок 5 - эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала
Суммарные реакции в опорах составят:
Согласно
построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке
С (в котором действует наибольший изгиб. момент).
Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения
на кручение для промежуточного вала [τ] = 115 МПа (материал вала Сталь 40Х
по ГОСТ 1050):
Тогда для сечения в точке “С” имеем:
Принятый ранее диаметр вала больше допускаемого расчетного,
следовательно, условие прочности выполняется.
На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила
от цепной передачи.
Крутящий момент на валу T =
2069,25 Нм.
Силы, действующие в зубчатом зацеплении:
Консольная сила, действующая на выходной конец вала от цепной передачи
согласно ГОСТ Р 50891-96 составит:
Размеры
согласно компоновочной схеме:
L13 = 80 мм; L14 =
80 мм. L4 = 100 мм.
Определим
реакции в опорах из уравнений статики.
Рассмотрим
действие сил в плоскости Y0Z.
SMx(D) =
0(L4+L13+L14)-RBy(L13+L14)+FrL14 = 0
Отсюда RBy = (FrL14+ FK(L4+L13+L14))/(L13+L14)=
(3138*80+10393,8*(100+80+80))/(80+80) = 18458,9 Н.
RDy = -(FrL13-FKL4)/(L13+L14) = -(3138*80-10393,8*100)/(80+80)
= 4927,1 Н.
Построим
эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.
MC = -FK(L4+L13)+RByL13
= -10393,8(0,1+0,08)+18458,9*0,08 = -394,2 Н*м.
Рассмотрим
действие сил в плоскости X0Z.
Отсюда RBx
= FtL14/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.
Отсюда
RDx = FtL13/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.
Построим
эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.
MC = RBxL13
= 4310,5*0,08 = 344,8 Н*м.
Рисунок
6 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал
Суммарные
реакции в опорах составят:
Согласно
построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке
B (шейка подшипника качения).
Предварительно принимаем материал вала - Сталь 45. Рассчитываем
допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([τ] = 100 МПа) для материала вала по формуле:
Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных
диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.
Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=2446 Н). Учитывая условия работы
вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем
подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №209 (d=45мм, D=85мм,
B=19мм, C=33,2кH).
Определим эквивалентную нагрузку по формуле:
Где Kσ = 1,3 - коэффициент безопасности
(режим работы с умеренными толчками);
KT =
1,0 - температурный коэффициент (работа подшипника при t < ).
V =
1,0 коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).
μE - коэффициент учитывающий график
нагрузки:
PЭ = 0,771*2446*1,0*1,3*1,0
= 2451,6 Н.
Долговечность
работы подшипника определим по формуле:
L = a23×()3 = 0,75*()3 = 22701,3 ч.
где
a23 = 0,75 - коэффициент, учитывающий качество металла
колец (для шарикоподшипников).
Расчетная
долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно
выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.
Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=6198,5 Н). Учитывая условия работы
вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем
подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №211 (d=55мм, D=100мм,
B=21мм, C=43,6 кH).
Определим эквивалентную нагрузку по формуле:
э = μE∙R∙V∙Kσ∙KT = 0,771*6198,5*1,0*1,3*1,0 = 6212,8 Н.
Число оборотов вала n =
145,4 об/мин.
Долговечность работы подшипника определим по формуле:
L = a23×()3 = 0,75*()3 = 29712,8 ч.
Расчетная
долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч
следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.
Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=18955,5 Н). Учитывая условия работы
вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем
подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №216 (d=80мм, D=140мм,
B=26мм, C=70,2 кH).
Определим эквивалентную нагрузку по формуле:
э = μE∙R∙V∙Kσ∙KT = 0,771*18955,5*1,0*1,3*1,0 = 18999,1 Н.
Число оборотов вала n =
36,35 об/мин.
Долговечность работы подшипника определим по формуле:
L = a23×()3 = 0,75*()3 = 17346,7 ч.
Расчетная
долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч
следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.
Звездочку цепной передачи, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы
редуктора и предохраняют от проворачивания шпонками. Размеры сечения шпонки
выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки. Применяем
шпонки призматические со скругленными торцами (рисунок 7). Их размеры зависят
от диаметров валов. Материал шпонок - сталь 40 нормализованная.
Все длины шпонок мы выбираем из стандартного ряда длин.
Проверку прочности соединения проведем из условия прочности на смятие
где
[σсм] - допускаемое напряжение смятия,
[σсм] = 210 МПа для материала шпонок - стали 40.
T - крутящий
момент на рассматриваемом валу, Н·мм.
Размеры
шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:
диаметр
вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 36 мм;
размеры
шпонки: длина l = 50 мм; ширина b =12 мм; высота
h =8 мм;
Крутящий
момент на валу T = 112,2 Н×м.
Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.
Крутящий момент на валу Т=538,7 Н∙м
Расчет шпонки ведомого колеса на промежуточном валу:
Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:
диаметр вала в месте установки шпонки d = 60 мм;
размеры шпонки: длина l = 50
мм; ширина b = 18 мм; высота h = 11 мм;
Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.
Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:
диаметр вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 70 мм;
размеры шпонки: длина l = 80
мм; ширина b =20 мм; высота h =12 мм;
Крутящий момент на валу T =
2069,25 Н×м.
Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.
Расчет шпонки ведомого колеса тихоходной передачи:
Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:
диаметр вала в месте установки шпонки d = 95 мм;
размеры шпонки: длина l = 80
мм; ширина b = 25 мм; высота h = 14 мм;
Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.
Подберем муфту для соединения вала электродвигателя с ведущим валом
редуктора.
Пусковой вращающий момент составит:
ТП = 1,4·Тдв = 1,4*115,6 = 161,84 Н×м.
Вращающий момент [T],
выдерживаемый муфтой должен быть больше пускового ТП.
Выбираем втулочно-пальцевую упругую муфту ГОСТ 21424-93
Допускаемый вращающий момент для выбранной муфты 250 Н×м.
Максимальная допускаемая радиальная несоосность валов для выбранной муфты
согласно ГОСТ 21424-93 - 0,3 мм.
Посадки выбираем из рекомендаций [1; табл. 24,8]:
-
посадка подшипников на шейки валов - ;
посадка
подшипников в отверстия корпуса - ;
посадки
крышек подшипников в отверстия корпуса - ;
посадки
штифтов в отверстия корпуса - ;
посадки
шпонок в паз вала (по ширине) - ;
посадка
шпонки в паз колеса (по ширине) - .
Смазывание
зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По
[1,табл.11.1] выбираем вязкость масла. Так как величина контактных напряжений
не более 600 МПа и окружная скорость в зацеплении не более 5м/с, то
рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть 28….32 . Такой вязкостью
обладает масло индустриальное И-Г-А-32 ТУ 38 10141-378. Смазывание подшипников
осуществляется посредством разбрызгивания того же масла.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.
Начинают сборку с того, что на валы надевают зубчатые колеса и подшипники,
предварительно нагретые в масле до 80-100°С. Собранные валы укладывают на
соответствующую корпусную деталь и закрывают крышкой корпуса. Для центровки
крышку устанавливают с помощью двух штифтов и затягивают болты. Закладывают в
сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки на корпус. Затем
ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.
Заливают в корпус редуктора масло и закрывают смотровое отверстие крышкой
с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный
редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
В объеме курсового проекта проведен расчет привода, состоящего из
электродвигателя, зубчатого соосного двухступенчатого редуктора и цепной
передачи. На основании предварительных расчетов выбран необходимый по мощности
электродвигатель АИР 160M8 ТУ
16-525564-84 (11 кВт, 727 об/мин) и выполнены чертежи на
редуктор и детали редуктора. Передаточное отношение редуктора 20, передаточное
отношение цепной передачи 3,9. Крутящий момент на выходном валу редуктора
2069,25 Н∙м, частота вращения выходного вала 36,35 об/мин. Крутящий
момент на приводной звездочке 7666,6 Н×м, частота вращения приводной
звездочки 9,3 об/мин.
1. Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для
машиностроит. спец. вузов. Изд. 8-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр
“Академия”, 2003. 496 с.
. Курсовое
проектирование детал
Похожие работы на - Привод пластинчатого конвейера Курсовая работа (т). Другое.
Реферат На Тему Подготовка "Левого" Контрпереворота В Болгарии После Поражения Сентябрьского Восстания 1923 Г.
Реферат по теме Психолого-педагогические особенности детей раннего возраста с органическим поражением ЦНС
Сочинение Описание По Картине Нечитайло Материнство
Информация и разнообразие информационных процессов
Курсовая работа по теме Ценообразование на рынке недвижимости
Контрольная Работа 6 Квадратные Уравнения
Реферат: Компьютерные технологии в товароведении и экспертизе товаров
Эссе На Тему Героизм Русских Воинов Бородино
Курсовая работа по теме Антропогенная трансформация речного стока
Иван Айвазовский Реферат
Виды Трансформаторов Реферат
Эссе О Пожарах В Сибирских Лесах
Контрольная Работа По Теме Образование
Философия Спорта Реферат
Контрольные Работы По Истории 7 Класс Артасов
Эссе Статистика Рынка Труда В Кузбассе
Дипломная работа: Электролизер для получения алюминия с самообжигающимся анодом на силу тока 74000А
Реферат На Тему Познание, Его Возможности И Границы
Реферат Задачи На Нахождение Молекулярных Формул
Реферат: Интерференция света 3
Реферат: Дія шуму на людину. Методи та засоби захисту
Похожие работы на - Асинхронный электродвигатель серии 4А
Похожие работы на - Особенности социальной работы с людьми пожилого возраста