Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера - Транспорт курсовая работа

Главная

Транспорт
Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.


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.

Костанайский социально - технический университет
«Детали машин и основы конструирования»
ТЕМА: «Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера»
кандидат технических наук, профессор
Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера по схеме рис.1 с графиком нагрузки рис.2.
Мощность на этом валу N6=5,0 кВт и угловая скорость вращения его ?6=0,25 ? рад/сек
4. Прямозубая цилиндрическая передача
6. Коническая открытая зубчатая передача
График нагрузки имеет: Срок службы привода-8 лет
Машиностроение является технической основой развития общественного производства. Только в результате насыщения всех отраслей народного хозяйства высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства можно добиться такого повышения производительности труда и расширения выпуска различной продукции, чтобы были удовлетворены все материальные и культурные потребности общества.
Серийно выпускаются самые разнообразные машины десятков тысяч наименований, в том числе уникальные паровые и гидравлические турбины и электрогенераторы мощностью до миллионно киловатт, газовые турбины мощностью в десятки тысяч киловатт, мощные прокатные станы, прессы и металлообрабатывающие станки с программным управлением, подъёмные машины грузоподъёмностью в сотни тонн, экскаваторы и землесосные снаряды, заменяющие труд десятков тысяч людей, тепловозы и электровозы, автомобили, тракторы, комбайны, разнообразные машины для горной, химической, лёгкой и других отраслей промышленности, строительства, сельского хозяйства.
Анализируя исторический путь развития технологии различных производств и обслуживающих их машин, нетрудно заметить основные тенденции развития современного машиностроения.
Это, во-первых, непрерывный рост машиностроения, увеличение номенклатуры и числа машин, выпускаемых для всех отраслей народного хозяйства.
Во-вторых, неуклонное повышение мощности и производительности машин, их технологичности и экономичности при одновременном относительном снижении веса и размеров.
Основой для расширения машиностроения служит новый, более высокий уровень организации, управления и технологии производства - широкое внедрение специализации, поточности, механизации и автоматизации производства, использование принципов взаимозаменяемости, унификации, нормализации и стандартизации типов машин, их узлов и деталей, внедрение прогрессивной технологии.
Создание всё более мощных производительных, технологичных и экономичных машин со сниженными весовыми и габаритными характеристиками обусловлено непрерывным их конструктивным совершенствованием, повышением скоростей и ускорений движущихся частей, действующих нагрузок, напряжений, температур и других параметров. Это, в свою очередь, вызывает необходимость использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования формы деталей, применения полых и тонкостенных сечений и так далее.
1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.д. Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации, требуемая мощность и частота вращения вала.
Потребная мощность электродвигателя:
Общий КПД привода, с учетом потерь на трение в подшипниках стр. 23[1]:
?общ=?рем·?черв·?зуб·?кон·?муф=0,95·0,9·0,96·0,95·0,99=0,77196
?рем=0,95 средний КПД клиноременной передачи
?черв=0,9 КПД с числом захода червяка Z1=4
?зуб=0,96 средний КПД зубчатой передачи
?кон=0,95 КПД открытой зубчатой передачи
?муф=0,99 средний КПД муфты стр. 231[2]
По табл. 22[1] выбираем электродвигатель N=7,5 кВт, типа 4А132S4УЗ, n=1500 об/мин, S=3,0%, Тпус/Тнм=2,0.
Действительное число оборотов двигателя стр.24[1]:
Обороты на тихоходном валу конической передачи:
Общее передаточное отношение конвейера:
Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода. По рекомендациям:
Uрем?7[2]; Uчерв=8?80[1]; Uзуб?6,3[1]; Uкон?8[1].
Для червячно-цилиндрических редукторов: при передаточном отношении редуктора Uред>50 передаточное отношение червячной передачи стр.72[1]:
Дальнейшие варианты по разбивке ступеней с учетом того, что на последней передаче (т.е. конической) моменты максимальные, принимаем по ряду стр.51[1]:
Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=3,15-уменьшаем ременную:
Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=2,169-принимаем.
?1=?·nдв/30=3,14·1455/30=152,29 рад/сек
?2=?1/Uрем=152,29/2,169=70,21 рад/сек
?3=?2/Uчерв=70,21/6,3=11,144 рад/сек
n2=n1/Uрем=1455/2,169=670,82 об/мин
n3=n2/Uчерв=670,82/6,3=106,479 об/мин
подшипник цилиндрический вал червячный
При N1=6,477 кВт, n=1455 об/мин по рис. 9.4 [1] выбираем тип Б.
По табл. 9.4: lр=14, W=17, T0=10,5, площадь сечения А=1,38 см2, масса одного метра ремня m=0,18 кг/м, расчетная длина ремня Lр=800?6300, ?L=Lp-LВН=40 мм, dmin=125 мм.
Принимаем диаметр меньшего шкива по ряду стр.267 в соответствии с рекомендациями стр.26, d1>dmin d1=140 мм.
Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения S=0,01 ф.9.5[1],
d2=d1•Uрем•(1-S)=140•2,169•(1-0,01)=300,62 мм принимаем d2=301 мм.
amin=0,55(d1+d2)+T0=0,55(140+301)+10,5=253,05 мм.
Среднее aср=(amin+amax )/2=347,03 мм принимаем aср=348 мм
=2·348+3,14/2·(140+301)+(301-140)?/(4·348)=1406,99 мм
По табл.9.4 принимаем Lр=1400 мм ближайшее
Уточняем межосевое расстояние ф.9.12[1]:
?=0,5·?·(d1+d2)=0,5·3,14·(140+301)=692,37 мм
у=((d2-d1)/2)2=((301-140)/2)2=6480,25 мм2
а=0,25·[(1400-692,37)+v(1400-692,37)2-8·6480,25]=
Угол обхвата меньшего шкива ф.9.13[1].
?1=180-57·=180-57(301-140)/344,4=153?
Определяем коэффициенты необходимые для определения расчётной мощности, руководствуясь таблицами
-коэффициент угла обхвата C?=0,929 значение получено интерполяцией;
-коэффициент режима работы Cр=1,1; цепные транспортеры. Тип двигателя I; смены при kсут=0,2; 24 часа•0,2=4,8 часа. Принимаем 1 смену
-коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте Cz=0,9 при предварительно принятом числе ремней Z=4?6.
Номинальная мощность Р0 по таблице 8 для типа Б и d1=140; UР=2,152; n=1450 об/мин, интерполяцией получаем Р0=3,177 кВт.
Рр=Ро·С?·СL/Ср=3,177·0,929·0,9/1,1=2,4148 кВт стр. 270[1]
Z=N1/(Рр·Сz)=6,477/(2,4148·0,9)=2,98
Натяжение каждой ветви одного ремня ф.9.15[1].
V=? ·d1·n1/60=3,14·140·1455/60=10,66 м/сек
So=850·6,477·1,1·0,9/(3·10,66·0,9)+0,18·10,662=203,91 м
Сила, действующая на валы, стр.271:
Fп=2·S0·Z·sin =2·203,91·3·sin(153?/3)=1223,46·sin 51?=950,81 Н
Рабочий ресурс клиноременной передачи для ремней с кордшнуром, стр.271:
Н0=Nоц =5700·10?·1400·3/(60·3,14·140·1455)=624 час
где Nоц -число циклов, выдерживаемых ремнем; для ремней с кордшнуром всех сечений Nоц=5,7·106
Установленный стандартом ресурс при среднем режиме 2000 часов.
t?=Lгод·365·кгод·24·ксут·ПВ=8·365·0,5·24·0,2·1=7008 час
т.е. одна замена 8 лет/11,23=0,7 года.
Шкивы для приводных клиновых ремней (приложение В) выполняют по ГОСТ 20898-80
3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи
3.1 Предварительное межосевое расстояние
где к=315 для прямозубой передачи, стр.98[1]; Tp1-расчетный момент, Н·м:
Коэффициент эквивалентности по графику нагрузки и ф.4.1 и ф.4.2 будет
В соответствии с рекомендациями 4.4 и табл.4.5 принимаем материалы:
Шестерни: 40Х, Д=125, S=80, НВ1 сердцевины=269-302, HRC поверхности=45-50, Vв=900, ?т=750, улучшение+закалка ТВЧ.
Колеса: 40Х, Д=125, S=90, НВ2сер=269-302, ?в=900, ?т=750 МПа улучшение. HRCпов=45-50 по графику рис.3.1.[3] соответствует НВ=450 (шестерня).
N=t? 60·n4·c=7008·60·26,62·1=11,19·10 циклов
с=1, так как за один оборот зуб входит в зацепление один раз
База контактных напряжений по рис.4.6 при НВ2=285,5 будет:
кнд=0,6775•3v11,19·106/20·106=0,56 (3.5)
кН?=1 для прямозубых передач коэффициент распределения нагрузки.
Предварительное значение окружной скорости:
?а=0,315 коэффициент ширины зубчатого венца, т.3.3 [1].
CV=14 т.4.9 (ТВЧ1+У2 прямозубая) [1]
V?=106,479/(103·14)·3v1905,38·103/(42·0,315)=0,44 м/сек
По т.4.10. степень точности передачи будет 9.
По т.4.11. коэффициент динамичности передачи будет.
По ф. 4.27 коэффициент концентрации нагрузки
кН?0 принимаем по т.4.7. в зависимости от отношения
=0,315•(4+1)/2=0,788 и схемы по рис.4.8. №6.
Допускаемое контактное напряжение по т.4.6 для колеса из стали 40Х и формуле 4.21 (стр.91):
а=(4+1)•3v(315/(582,7•4))2•1349,77•103/0,315=213,88 мм (3.8)
в2=а·?а=224•0,315=70,56 мм (3.9)
V==2•0,224•3,14•106,479/(4+1)•60=0,500 м/сек (3.10)
V?V1, то кН?, кНV, кН? не уточняем, коэффициент нагрузки кН остается тот же.
3.2. Проверочный расчет по контактным напряжениям
?н=315•(4+1)/(224•4)•v(4+1)/71•1349,77•103=541,95 МПа
разница между фактическим и допускаемым
·100%=100%•(582,7-541,95)/582,7=6,99 %
Допускается недогруз 10 % и перегруз 3 %.
3.3. Расчет на перегрузку ф.4.43(по колесу) в момент пуска двигателя, или по графику нагрузки
-наибольшее допускаемое контактное напряжение по табл.4.6.
Ft==1905,38•(4+1)/(224•4)=10632,7•103 Н
к=5 для прямозубых передач стр.99[1]
принимаем в1=80 мм ф.4.40.-ширина шестерни.
Допускаемое напряжение на изгиб т.4.6. ф.4.24 (для колеса)
Коэффициент долговечности по изгибу ф.4.14.
m=6 (колесо улучшенное, оно лимитирует у нас)
NFG=4•106 стр.83 база изгибных напряжений
кFE-коэффициент эквивалентности по изгибу ф.4.13 (переработанная).
Коэффициент нагрузки по изгибу ф.4.26.
кF?=1 коэффициент распределения нагрузки с.92 для прямозубых
кF?-коэффициент концентрации нагрузки при НВ2<350 по ф.4.32.
кF?0 принимаем по т.4.8 при в/d1=0,788; схема передачи 6; твердости а; интерполяцией кF?0?1,390
кFV-коэффициент динамичности, принимаем по ф. 4.12: для 9 степени, скорости 1 м/сек, твердость а, числитель: кFV=1,13.
m1=5•10632,7•0,971•1,362/(71•293,66)=3,37
Принимаем стандартный модуль стр.53 из ряда: m=4
3.5 Предварительные размеры передачи
Z??=2•a/m=2•224/4=112 (если дробное, то округляем до ближайшего меньшего).
Z11= (число зубьев должно быть не меньше Z1>=13),
округляем до ближайшего целого Z1=22.
При Z1<17 делают высотную коррекцию ф.4.53, у нас смещение x1=x2=0.
3.6 Проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни
b1=80, m=4, Ft=10632,7 H, кF=1,362, кFD1=1
к-коэффициент долговечности по изгибу у шестерни будет (m=9-т.к. закалка)
N1=t?·60·n3·c=7008•60•106,479•1=44,772•10 циклов
кFD1=0,875•v(44,772•10)/(4•10)=1,14435
YF1=4,14 интерполяцией по т.4.13 (при x=0 и z1=22)
?F1=4,14•1/(80•4)•10632,7•1•1,362=187,357, проходит т.к.
?F1<[?]F1-допускается перегруз 5% стр.101.
[?]F1=420 (для шестерни закаленной ТВЧ, из стали 40Х) табл.4.6.
3.7 Проверка фактического напряжения изгиба по колесу
?F2=·Ft·кFD1·кF=3,6•1/(71•4)•10632,7•0,971•1,362=178,25 МПа
см. ранее, т.е. колесо тоже проходит 186,69<293,66
Допускаемое максимальное на изгиб по т.4.6 будет:
Для колеса [?]Fmax2=2,7·HB2=2,7·285,5=770,8 МПа
Для шестерни [?]Fmax1=1260 МПа (табл.4.6)
Действительные напряжения максимальные на изгиб:
Колесо ?Fmax2=178,25•1,4/0,971=257,00 МПа - проходит
Шестерня ?Fmax1=187,357•1,4/1=262,30 МПа - проходит
3.9 Геометрические параметры передачи
Ft=T4/(d2/2)=1905,38/(0,360/2)=10585,44 Н-окружное усилие, уточненное значение
Fr=Ft·tg 20?=10585,44•0,364=3853,10 Н-радиальное усилие
Червяк: N2=6,153 кВт, Т2=87,64 Н·м, 2=70,21 р/сек, n2=670,82 об/мин.
Червячное колесо: N3=5,538 кВт, T3=496,95 Н·м, 3=11,144 р/сек, n3=106,479 об/мин.
кHE=0,6775; кFE1=0,875; Uчерв=6,3; t?=7008 час; ПВ=1
4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса, расчет межосевого расстояния
Ожидаемая скорость скольжения червячного колеса ф.7.6.:
Vск1==4•670,82/105•?v496,95•103=2,13 м/сек (4.1)
коэффициент эквивалентности для червячной передачи:
По т.7.2 выбираем материал группы Iб:
Это Бр 05Ц5С5 т.к. кНЕ гораздо больше 0,4, то принимаем заливку в кокиль: ?в=200 МПа, ?т=90 МПа
По рис. 7.1. для Vск=2,13 м/сек, принимаем СV=1,112-коэффициент, учитывающий износ.
Тогда допускаемое контактное напряжение по т.7.3.:
[?]Н=СV·0,9·?B=1,112•0,9•200=200,16 МПа (4.3)
Наработка на колесе N=35,6•106 циклов.
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям ф.7.2:
кНД=кНЕ·0,6775•?v•35,6•106/10•106=1,034 (4.4)
Коэффициент долговечности по изгибу ф.7.4:
кFD=кFE·0,875•v35,6•106/106=1,301 (4.5)
Согласно §7.4 и 7.3 принимаем червяк из стали 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости HRC=56-63.
Предварительно коэффициент нагрузки по ф.7.7:
заходность червяка при Uчерв=8>Z1=4 (стр.216 по рекомендациям), тогда по рис.7.2 начальный коэффициент концентрации к?0=1,3 тогда:
Коэффициент динамичности кV=1 (стр.215), тогда коэффициент нагрузки будет: к1=1,15·1=1,15
Предварительное межосевое расстояние ф.7.11:
а1=61·=61·=61•?v496,95•10?•1,034•1,15/200,16=149,60 мм
принимаем ближайшее стр.51: а=160 мм.
4.3 Определение предварительных параметров
Число зубьев колеса ф.7.12: Z21=Z1•U=4•6,3=25,2
m=(1,4?1,7)·=(1,41,7)•160/25,2=8,89?10,79 (4.8)
Принимаем модуль из значений (стр.53) m=10 и 12,5. Предварительно принимаем m=10. Коэффициент диаметра червяка ф.7.14:
принимаем (стр.56) q=8. Коэффициент смещения ф.7.15:
Х==1/10•[160-10/2•(25,2+8)]=-0,6 (4.10)
Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре ф.7.17:
??=arctg•4/(8+2•-0,6)=arctg (0,59)=30°34?
Длина шлифуемых червяков ф.7.18 и т.7.5 при (Z1=4, X=+0,5):
b1=b10+4·m=(12,5+0,1·Z2)·m+4·m=(12,5+0,1•25,2)•10+4•10=190,2=190 мм
Ширина венца червячного колеса ф.7.20:
4.4 Проверка фактического контактного напряжения
d?1=m·(q+2·x)=10•(8+2•-0,6)=68 мм ф.7.27;
фактическая скорость скольжения ф.7.22:
Vск==3,14•68•670,82/(60000•0,8630)=2,768 (4.13)
Коэффициент концентрации по ф.7.9 и т.7.4:
к?=1+·(1-х)=1+(25,2/98)?•(1-0,475)=1,0089 (4.14)
где ?=98-коэффициент деформации т.7.4.
V2==3,14•252•106,479/6•10=1,405 м/сек (4.15)
Для этой скорости по т.4.10 степень точности передачи 9.
Коэффициент динамичности по т.4.11 и стр.215:
кV=кHV=1,070 интерполяцией для скорости V2=1,405 м/сек
Тогда коэффициент нагрузки по ф.7.7:
к=к? кV=1,0089•1,07=1,0795 (4.16)
Тр=Тmax·кНД·к=496,95•1,034•1,0795=554,70 Н·м (4.17)
?Н=480/252•v554,7•10?/68=172,0 МПа (4.18)
Уточняем допускаемое напряжение по фактической скорости скольжения: При Vск=2,768 м/сек по рис.7.1>СV=1,29
[?]Н=СV·0,9·?B=1,29•0,9•200=232 МПа (4.19)
·100%=(172-232)/232•100%=-25,86 % (4.20)
4.5 Проверка статической контактной прочности
Предельное контактное напряжение по Т. 7.3.
[?]Hmax=4??т=4?90=360 МПа-допускаемое (группа 1б)
Максимальное контактное напряжение по ф.4.43. действующее
[?]Hmax=?H =172•v1,4•1/1,034=200,14 МПа (4.21)
[?]F=0,25·?T+0,08·?B=0,25•90+0,08•200=38,5 (4.22)
Напряжение изгиба в зубьях колеса действительное ф.7.24:
Эквивалентное число зубьев колеса ф.7.25:
откуда коэффициент формы зуба стр.219 интерполяцией YF=1,654
Ft2==2•496,95•10?/252=3,94•103 Н (4.25)
[?]F=1,654•0,863/(1,3•10•68)•3940•1,301•1,0795=8,93 проходит
4.7 Проверка статической прочности на изгиб
Предельное напряжение изгиба по т.7.3.:
[?]Fmax=0,8·?T=0,8•90=72 МПа (4.26)
?Fmax=?F =8,93•1,4/1,301=9,61 (4.27)
4.8 Основные параметры червячной передачи
??=30°34?-угол подъема витка червяка на начальном цилиндре;
b2=50 мм-ширина венца червячного колеса;
d2=252 мм- делительный диаметр колеса;
dw1=68 мм- начальный диаметр червяка
Угол подъема на делительном диаметре червяка:
Диаметр вершин зубьев червячного колеса:
da2=d2+2•m•(1+x)=252+2•10•(1+-0,6)=260 мм
Наибольший диаметр червячного колеса:
daМ2=da2+6•m/(Z1+2)=260+6•10/(4+2)=270 мм
Диаметр впадин зубьев червячного колеса:
df2=d2-2•m•(1,2-x)=252-2•10•(1,2+-0,6)=216 мм
Rf=0,5•d1+1,2•m=0,5•80+1,2•10=52 мм
Основные параметры червячной передачи показаны на рис. 3
Рисунок 3. Основные параметры червячной передачи
Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе:
5. Расчет конической передачи (с круговым зубом)
Шестерня: N5=5,263 кВт; Т5=1886,38 Н·м; ?5=2,79 рад/сек; n5=26,62 об/мин
Колесо: N6=5 кВт; T6=6329,11 Н·м; ?6=0,79 рад/сек; n6=7,5 об/мин; Uкон=3,55
Материал шестерни: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ2=269-302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение + закалка ТВЧ.
Материал колеса: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ1=269?302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение; HRCпов=48?53 соответствует по графику рис. 3.1.[3] НВ=490
5.1 Предварительный диаметр основания делительного конуса колеса
Наработка колеса N=t?·60·n6·c=7008•60•7,5•1=3,15•106 циклов
База контактных напряжений по рис. 4.6. при =315>NHG=20·106 циклов.
кНД=кНE·=0,6775•3v3,15•106/20•106=0,366 (5.3)
Предварительная окружная скорость ф. 4.37
V?m==26,62/(103•10)•3v6329,11•103/3,552=0,21 м/сек
где CV=10 (коническая, ТВЧ1+У2), табл. 4.9.
по т. 4.10 для V?m=0,21 степень точности будет 9.
Коэффициент распределения нагрузки по рис. 4.7.: к?Н?=1,1.
Отношение ширины колеса к среднему диаметру шестерни т.4.7
где начальный коэффициент концентрации по т.4.7. для схемы 2 (по рис 2), интерполяцией, твердость а:
Коэффициент режима x=0,475(раньше определили).
к'Н?=v2,4•(1-0,475)+0,475=1,317 (5.7)
Коэффициент динамичности по т. 4.11.:
T'p=6329,11•103•0,366•1,463=3389,0•103 Н•мм
Допускаемое контактное напряжение по ф. 4.23. и табл. 4.6 (высокий перепад твердостей)
[?]Н==((2•285,5+70)/1,1)•(1,27/v3,55)=652,00 (5.8)
SH=1,1-коэффициент безопасности т.4.6.
по т. 4.18. при ТВЧ1+У2: ?Н=1,13+0,13U=1,13+0,13•3,55=1,5915
И так d'e2=165·=165•?v3,55•3389•103/(6522•1,5915)=430,7 мм
5.2 Проверка фактического контактного напряжения
Vm==факт.скорость=0,857•0,45•3,1416•7,5/60=0,151 м/сек
Различие незначительно, поэтому коэффициенты кН?, кН?, кНV берем прежними и кН тогда тоже останется прежним.
Фактическое контактное напряжение ф. 4.89:
?Н=2120/450•v3,55•6329,11•103•0,366•1,463/(450•1,5915)=610,61
Если недогруз, то отношение не должно быть меньше 0,85 у нас
5.3 Проверка по максимальному контактному напряжению
Z"2=к·=14•v3,55?•v450=64,3312 (5.12)
?U=·100%=(3,556-3,55)/3,55•100%=0,17%<4%
5.5 Проверка прочности зубьев колеса на изгиб
Биэквивалентное число зубьев колеса, при угле наклона линии зуба в середине колеса ф. 4.97 ?m=35?
ZVn2==64/0,55•cos(74?18?)=429,84=430 (5.18)
относительное смещение по т.4.19 для Z1=18 и передаточному U=3,56 интерполяцией (для шестерни)
Принимаем для колеса xh1=-0,31; xh2=+0,31-для шестерни
Коэффициент формы зуба колеса по т.4.13:YF2=3,63 (x=-0,31 ZVn=430)
Re==450/2•v1+(1/3,55?)=233,76 мм (5.19)
По т. 4.18 коэффициент ?F=0,85+0,043·Uкон=0,85+0,043·3,556=1,003
Ft==2•6329,11•103/0,857•450=32823,1 Н (5.20)
Коэффициент долговечности ф. 4.14 для зубьев улучшенных.
KFE=0,818 (для 6-й степени считали раньше)
KF?=1 при 9-й степени точности стр.92
Начальный коэффициент по т.4.8 (схема 2; а;) =0,612 раньше считали;
Коэффициент динамичности т.4.12 (для Vm=0,151 м/сек 9-я степень; а; знаменатель) KFv=1,04, тогда
?F2=3,63•1,17•32823,1•0,7861•1,2865/7,03•71•1,003=281,61 МПа
Допускаемое напряжение по т.4.6 и ф.4.24
=(293,6-281,61)/293,6•100%=4,08% проходит.
5.5.1 Проверка статической прочности колеса
Наибольшее допускаемое напряжение т.4.6
[?]F2max=2,7·HB2=2,7·285,5=770,85 (5.25)
Действительное максимальное напряжение ф. 4.57
?F2max=?F2·=281,61•1,4/0,7861=501,53 т.е. проходит<770
5.6 Проверка прочности зубьев шестерни на изгиб
ф. 4.99: ?1=90?-?2=90?-74?18?=15°42?
ZVn1==18/(0,55•cos 15°42?)=34 (5.26)
(ZVn1=34, xn1=+0,22) YF1=3,595 интерполяцией.
?F1=3,595•1,17•32823,1•1,1526•1,2865/7,03•71•1,003=408,92 МПа
KFD=0,875•?v11,19•106/4•106=1,1526 (5.29)
KFE=0,818 (для 6-й степени считали).
N=t?·60·n5·c=7008·60·26,62•1=11,19•106
Допускаемое напряжение по т.4.6 и ф.4.24 для HRC=48?53.
5.6.1 Проверка статической прочности
Наибольшее допускаемое напряжение т.4.6:
[?]F1max=?F1·=408,92•1,4/1,1526=496,69ё (5.31)
Z1=18; Z2=64; dе2=450; U=3,556; Re=233,76; в=71; ?m=35?; xn1=0,31; ?1=15°42', ?2=74?18'
Число зубьев плоского колеса ф.4.101.
Среднее конусное расстояние ф.4.103.
R=Re-0,5в=233,76-0,5•71=198,26 (5.33)
Расчетный модуль в среднем сечении ф.4.104.
mnm==2•198,26•0,81915/66,48=4,89 (5.34)
Высота головки зуба в расчетном сечении ф.4.105:
hа1=(1+хh1)·mnm=(1+0,31)•4,89=6,4059 мм
hа2=(1+хh1)·mnm=(1-0,31)•4,89=3,3741 мм
Высота ножки зуба в расчетном сечении ф.4.106:
hf1=(1,25-хh1)·mnm=(1,25-0,31)•4,89=4,5966 мм
hf2=(1,25+хh1)·mnm=(1,25+0,31)•4,89=7,6284 мм
?F1=arctg =arctg (4,5966/198,26)=arctg (0,0232)=1°20'
?F2=arctg =arctg (7,6284/198,26)=arctg (0,0385)=2°12'
Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец ф.4.112.
?hae1=0,5·b·tg ?a1=0,5•71•tg2°12'=1,3632 мм
?hae2=0,5·b·tg ?a2=0,5•71•tg1°20'=0,93482 мм
Внешняя высота головки зуба ф.4.111:
hae1=ha1+?hal1=6,4059+1,3632=7,7691 мм
hae2=ha2+?hal2=3,3741+0,93482=4,3089 мм
Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец ф.4.114:
hfe1=hf1+?hfe1=4,5966+0,93482=5,5314 мм
hfe2=hf2+?hfe2=7,6284+1,3632=8,9916 мм
Диаметр основания конуса шестерни ф.4.116:
Можем выполнить вал шестерню, т.к. предельный диаметр заготовки у нас 200 мм, стр.87, а диаметр вершин зубьев ф.4.117:
de1=de+2·hae1·cos ?1=126,56+2•7,7691•cos15?42'=141,519 мм
dуа2=de2+2·hae2·cos ?2=450+2•4,3089•cos74?18'=452,332 мм
dfe1=de1-2·hfe1·cos ?1=126,56-2•5,5314•cos15?42'=118,264 мм
dfe2=de2-2·hfe1·cos ?2=450-2•8,9916•cos74?18'=445,134 мм
5.8 Силы в зацеплении конических передач
Окружная сила ф.4.94: Ft=32823,1 Н - ранее. Примем правый наклон зуба шестерни и направление ее вращения по часовой стрелке (табл.4.20).
?а=0,444·sin ?1+0,7·cos ?1=0,444•sin15?42'+0,7•cos15?42'=0,79404
Радиальная сила на шестерне ф.4.120:
?r=0,444·cos ?1-0,7·sin ?1=0,444•cos 15?42'-0,7•sin15?42'=0,23802
6. Ориентировочный расчет вала червяка
В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (Рис. 4).
Рисунок 4. Конструктивная схема вала червяка
d???v16•87640/(3,14•20)=28,16 мм (6.1)
Принимаем d=30 мм. Диаметр под манжету dм=35 мм, Д=55 мм, В=10 мм.
Диаметр резьбы под гайку стопорную стр.328: М39?1,5, Д=60 мм, Н=10 мм.
Размеры шайбы стопорной стр.329: толщина S=1,6 мм.
Диаметр вала под подшипник: dп=45 мм.
Принимаем подшипник средней серии № 7309 Д=100 мм, Т=27,5, В=26, С=83 кН, С0=60 стр.539.
Диаметр вала под радиальный подшипник № 409: dп=45, Д=120, В=29, С=76,1, С0=45,5.
Выбираем размеры шпонки стр.302, для диаметра d=30:
Рассчитываем рабочую длину шпонки стр.304:
lp>=2•87640/(30•(8-5)•80,0)=22,82=23 мм (6.2)
где [?]см- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступицы и спокойной нагрузке 80…120 МПа; при чугунной вдвое меньше.
принимаем общую длину lш=36 из ряда.
Длина вала под шкив будет: L+10 мм=36+10=46 мм.
По полученным размерам на миллиметровке прочерчиваем эскизную проработку узла червяка (конструируем).
7. Ориентировочный расчет промежуточного и тихоходного вала редуктора
В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (Рис. 5).
Рисунок 5. Конструктивная схема промежуточного и тихоходного вала редуктора
Схема уточняется в процессе расчета и конструирования.
T4=1905,38 Н·м=1905380 Н·мм, [?]=18 для вала из стали 45. Принимаем d=85 мм.
Диаметр под сальник dс=90 с учетом того, что на выходной конец насаживается полумуфта.
Диаметр под подшипник dп=95. Принимаем радиальный шарикоподшипник № 319 средней серии Д=200, В=45, Сдин=153 кН,
Диаметр под зубчатое колесо dк=100.
Зазор между шестерней и корпусом: ?2=0,8·? стр.418, где
толщина стенки корпуса ?=2·?6 ф.14.3, где
максимальный момент на тихоходном валу:
где Pн- номинальная мощность двигателя, Pн=7,5 кВт=7500 Вт; ?=152,29 рад/сек
m=2 кратность пускового момента к номинальному т.2.2;
i=Uрем·Uзуб·Uчерв=2,169•4•6,3=54,659
?=?муф·?зуб·?черв·?кон·?рем=0,99•0,96•0,9•0,95=0,81
Тmax=7500/152,29•2•54,659•0,81=4360,804 Н·м
?=2•4v0,1•4360,804=9,14 мм, принимаем ?=10
Зазор между вершинами зубьев колеса и корпусом
Размер шпонки выходного конца вала ф.90: d=85, в=25, h=14, t1=9, t2=5,4.
lp>=2•1905380/85•(14-9)•80=112,08 мм
Расчетная длина вала (уточняется по принятой муфте)
Размеры шпонки под колесо для ф. 105: d=100, b=28; h=16; t1=10; t2=6,4
lp>=2•1905,38•950/100•(16-10)•120=50,28 мм
Определяем диаметр вала под червячным колесом:
Принимаем d=52 мм стр. 296, где T3=496,95 Н·м=496950 Н·мм.
Подбираем шпонку для d=52 мм: b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм, t2=4,3
lp>=2•496950/52•(10-6)•120=39,82 мм
Общая длина lш=lp+в=39,82+16=55,82 мм
Принимаем lш=56 мм по ряду стр. 303
Назначаем диаметр под втулку 51; и под подшипник 50.
Принимаем подшипник № 7310: d=50; Д=110; T=29,5; B=29; с=23; C=100 кН; С0=75,5 кН.
Другие диаметры назначаем конструктивно 62 и 60.
Длины вала x1 и x2 назначаются после конструктивной проработки (прочерчивания) на миллиметровке. В том числе прочерчивается и вид сбоку (справа) редуктора.
7.3 Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса
Дст=1,5·dв+10=1,5•100+10=160=160 мм
Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса показана на рис. 6.
Рисунок 6. Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса.
7.4 Выбор и конструирование крышек для подшипников
На тихоходный вал принимаем в качестве сквозной крышки: крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (по ГОСТ 11641-73) стр. 166 [4];
В качестве глухой крышки: торцовую глухую крышку cтр. 149 [4]:
На промежуточный вал : торцовые глухие крышки стр. 149 [4]:
Т.к. межосевое расстояние между валами мало для наружных диаметров крышек, то выполняются лыски:
Конструкция крышек для подшипников показана на рис. 7.
Рисунок 7. Конструкция крышек для подшипников
Расчетный вращающий момент ф. 15.2.
kр=1,5-коэффициент режима работы для цепного транспорта т. 15.1.
Тном4-номинальный вращающий момент на 4-м валу, который можно определить
Тном4=·?рем·?черв·?зуб=7500/2,79•0,95•0,9•0,96=2206,452Н·м (8.2)
Рном=7,5 кВт - номинальная мощность двигателя.
Для данных нагрузок и скоростей подходят муфты: кулачково-дисковые по ГОСТ 20720-75, цепные по ГОСТ 20742-81, зубчатые по ГОСТ 5006-55.
Цепные т.15.3 не проходят по нашим характеристикам Тр=3309,678 Н·м и d=85 мм.
Зубчатая тоже не подходит, поэтому проверяем параметры кулачково-дисковой стр. 198 [4]. Принимаем муфту: Тр=3309,678 Н·м; d=85 мм.; пmах=4000; c=3,5 тип 1 исполнение 2, ряд 2, т.е.: L=280; l=130; D1=310
Длина вала под полумуфту будет (280-5):2=137,5 мм.
Ранее рассчитанные размеры Lр=112,08 мм.
Поэтому принимаем материал шпонки [?]см=120 МПа, тогда рабочая длина Lр=48,18 мм; общая длина Lш=48,18+(25/2)=60,7. Принимаем по ряду Lш=63 и длина вала L=71.
Остальные параметры: Анурьев В.И. Издание 4, том 2, стр. 116-118.
По рекомендациям стр. 178-179 (Левятов Д. С. Расчеты и конструирование Д. М.)
Размеры проверяем по допускаемому давлению на поверхности выступов.
Pmax=12•3309,678/(0,034•(2•0,25+0,09)•(0,25-0,09))=12101752 Па=12 МПа
[Р]=(1015) МПа для стальной герметически не обработанной муфты;
[Р]=(1530) МПа для закаленной, стальной, работающей со смазкой муфты.
Конструкция муфты показана на рис. 8.
9.1 Проверка тихоходного вала на сопротивление усталости
Тu=1905,38 Н·м-крутящий момент на валу.
Fk=13·=13•3v1905,382=1998,01 Н - радиальная сила от муфты, приложена в середине под полумуфтой, направление как у Ft.
9.1.2 Определение опорных реакций в вертикальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов
RBв=(1998•410+10632,7•215)/287,5=10801 Н
RDв=(10632,7•72,5-1998,01•122,5)/287,5=1830 Н
МuB=-Fk·122,5·10-3=-1998,01•0,1225=-245 Н·м
МuГ=RDв•215•10-3=1830•0,215=393 Н·м
9.1.3 Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов
МuГ=-RBг•72,5•10-3=2881,4•72,5•10-3=-208,9 Н·м
9.1.4 Построение эпюры суммарных изгибающих моментов для горизонтальной и вертикальной плоскостей
Эпюра суммарных изгибающих моментов показана на рис. 9.
Рисунок 9. Эпюра суммарных изгибающих моментов
9.1.5 Построение эпюры крутящих моментов Т4=2572,9 Н·м
В соответствии с эпюрами Мu? и Mкр опасным сечением, подлежащим проверке на сопротивление усталости является сечение Г. Здесь два концентратора напряжений: шпоночная канавка и посадка с натягом. Доминирующее значение имеет шпоночная канавка, поэтому в расчет принимаем ее.
9.1.6 Расчет на сопротивление усталости
Принимаем материал вала сталь 45: по т.4.5- длина любая, диаметр любой, ?в=600 МПа, нормализация, НВсердцевины=179-207, ?Т=320 МПа.
Общий коэффициент запаса прочности стр.297:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Предел выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения стр. 297 для нашей стали:
Эквивалентные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении k?=1,6; k?=1,635-принимаем для валов со шпоночными канавками стр. 300 интерполяцией для стали ?в=600 МПа.
Масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений стр. 298 принимаем по т.11.6: ??=0,7; ??=0,59.
?-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем ?=1, стр. 298.
Коэффициенты ??=0,05; ??=0 принимаем по данным стр. 299.
Амплитуда циклов нормальных напряжений (стр. 298) для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при изгибе (стр. 300).
Wнетто=3,14•0,1003/32-0,028•0,01•(0,100-0,01)2/2•0,100=0,000087 м3
?а=463,1/0,000087=5322989 Па=5,32 МПа
Амплитуда циклов касательных напряжений стр.299 для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при кручении (стр.300).
Wкнетто=3,14•0,1003/16-0,028•0,01•(0,100-0,01)2/2•0,100=0,000185 м3
?а=1905,38/(2•0,000185)=5149676Па=5,15 МПа
Среднее напряжение нормальных напряжений:
S?=258•106/(1,6/(1•0,7))•5,32•106+0,05•0=21,22
S?=149,64•106/(1,635/0,59)•5,15•106=10,485
S=21,22•10,485/v21,222+10,4852=9,40-коэффициент запаса
9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
Значит, проверяем по динам
Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера курсовая работа. Транспорт.
Реферат: Экономические взгляды В. И. Ленина. Скачать бесплатно и без регистрации
Безработица И Инфляция Реферат На Английском Языке
Реферат: Зарождение магии и ее отражение в монотеистических религиозных системах на примере Христианства
Контрольная Работа По Физике 8 Тепловые Явления
Контрольная работа по теме Взаимосвязь человека и культуры
Сочинение Душевность По Тексту Лескова
Реферат По Орксэ 4
Курсовая работа по теме Логистическая политика компании 'Доммаксплюс'
Контрольная Работа 10 Вариант 3
Расчет С Подотчетными Лицами Курсовая
Контрольной Работы По Математике 9
Курсовая работа по теме Организация кормовой базы для крупнорогатого скота в сельскохозяйственных предприятиях
Реферат по теме Воздействие народного хозяйства на окружающую среду Мордовии
Сочинение Егэ Русский Язык Сколько Абзацев
Сочинение Теория Происхождения Государства
Актуальные Проблемы Личной Финансовой Безопасности Реферат
Реферат: Международное разделение труда в системе МЭО
Отчет по практике по теме Анализ системы управления предприятием
Реферат: Политическая культура. Скачать бесплатно и без регистрации
Лабораторная Работа Равноускоренное
Туристично-країнознавча характеристика Литви - Спорт и туризм курсовая работа
Іконічний документи як вид документа - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа
Обзор методов определения содержания витаминов А и Е в продуктах питания - Кулинария и продукты питания курсовая работа