Проектирование привода к ковшовому элеватору

Пояснительная записка.doc

Техническое задание4
Кинематический расчет привода5
Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых
2 Определение допускаемых контактных напряжений8
3 Определение допускаемых напряжений на изгиб11
Проектировочный расчет передач
1 Проектировочный расчет тихоходной ступени14
2 Проектировочный расчет быстроходной ступени15
3 Расчет открытой передачи17
Силовой анализ привода
Проверочный расчет передач
1 Проверочный расчет на контактную выносливость
2 Проверочный расчет на изгибную выносливость
Проектировочный расчет валов
1 Выбор материалов валов
2 Определение диаметров участков валов. Выбор муфт
3 Определение длин участков валов.
Расчет шпоночных и шлицевых соединений
4 Назначение подшипников и схемы их установки
Назначение системы смазки
Проверочный расчет вала
1 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих
2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность жесткость и
Список использованных источников
Приложение. Первый этап компоновки
Техническое задание ДМ 16-07
Привод к ковшовому элеватору
Окружное усилие на барабане Ft=283 кН
Скорость ленты элеватора V=053 мс
Диаметр барабана D=400 мм
Кгод=065; Ксут=055. Срок службы 4 года.
Нагрузка переменная. Выпуск крупносерийный.
Сборочный чертеж редуктора
Чертежи деталей редуктора
Сборочный чертеж привода с предохранительным механизмом от действия перегрузок
Сборочный чертеж рамы
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1 Мощность на приводном валу
Nприв=FtV=283053=150 кВт.
2 Частота вращения приводного вала
3 Общий коэффициент полезного действия привода:
где 098 – КПД муфты; - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи - КПД цепной передачи; - КПД подшипников качения ([1]с.71табл.1П).
4 Расчетная мощность электродвигателя
5 Выбор электродвигателя
Принимаем электродвигатель переменного тока серии АИР мощностью Nдв=22 кВт([1]с.72табл.2П). Двигатель работает без перегрузки.
Расчет ведем по номинальным частотам вращения двигателя nдв.1=2850; nдв.2=1395; nдв.3=945; nдв.4=709.
6 Общее передаточное отношение привода
7 Разбивка общего передаточного отношения привода
Для открытой передачи привода (цепная передача) назначаем ([1]с.73табл.3П) тогда фактическое передаточное отношение редуктора:
Для двухступенчатого цилиндрического редуктора по развернутой схеме передаточное число тихоходной ступени([1]с.15табл.1):
Значения uт согласовываем со стандартным рядом номинальных передаточных чисел([1]с.73табл.4П) принимая ближайшее: ; ; ; . Данные передаточные числа соответствуют рекомендуемым для тихоходной цилиндрической ступени редуктора ([1]с.72табл.3П).
Передаточное число быстроходной ступени ([1]с.15табл.1):
Значения uб согласовываем со стандартным рядом номинальных передаточных чисел([1]с.73табл.4П) принимая ближайшее: ; ; ; . Здесь число 71 не принадлежит рекомендуемым значениям передаточных чисел для быстроходной цилиндрической ступени редуктора по развернутой схеме([1]с.72табл.3П).
Тогда номинальное передаточное отношение редуктора и отклонение его от фактического:
Назначаем: ( uб=40; uт=315). Данной разбивке соответствует двигатель АИР100L6 ТУ 16-525.564-84 для которого Nдв=22 кВт nдв.ном=945.
8 Мощность на каждом валу привода:
9 Частоты вращения валов привода
10 Крутящий момент на каждом валу привода
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Оценка предварительных размеров зубчатых колес
- межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора
где Кц=6 10-вспомогательный коэффициент для предварительного расчета; uт=315-передаточное число тихоходной ступени; Т1=Тпр=6953 Нм –крутящий момент на тихоходной шестерне.
- предварительные диаметры зубчатых колес тихоходной ступени:
d*2т= d*1тuт=4488315=14138 мм
Изготовление крупносерийное. Назначаем неприрабатывающиеся зубчатые колеса.
Для унификации твердость поверхности зубчатых колес быстроходной ступени назначаем по тихоходной ступени соответственно.
Шестерня: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшение до 187 269 НВ+ТВЧ до 45 HRC
Колесо: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшение до 154 217 НВ+ТВЧ до 45 HRC
Быстроходная ступень
2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса определяется по формуле МПа:
где -предел контактной усталости поверхности зубьев МПа; sH- коэффициент безопасности; ZR-коэффициент шероховатости сопрягаемых зубьев; ZV-коэффициент учитывающий окружную скорость передачи; KHL- коэффициент долговечности.
Суммарное время работы передачи за весь срок службы
Шестерня быстроходной ступени
Значение предела контактной усталости поверхности зубьев (ТО- поверхностная закалка) рассчитывается по формуле:
=17HHRC+200=1745+200=965 МПа
Коэффициент безопасности: sH1= 12 (ТО-поверхностная закалка).
В проектировочных расчетах рекомендуется принимать ZV ZR=1.
Базовое число циклов перемены напряжений NH0 69106. ([1]с.57рис.17).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Здесь Тma m=3- показатель степени для зубчатых передач.
Отношение NHENH0 > 1 коэффициент долговечности KHL=1.
Допускаемое контактное напряжение для быстроходной шестерни:
Колесо быстроходной ступени:
=17HHRC+200=1745+200=965 МПа sH2= 12 (ТО-поверхностная закалка)
NH0 69106([1]с.57рис.17); с=1.
Отношение тогда по графику ([1]с.56рис.16) коэффициент долговечности KHL=105.
Допускаемое контактное напряжение для быстроходного колеса:
Допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени (косозубая цилиндрическая зубчатая передача):
Шестерня тихоходной ступени:
Допускаемое контактное напряжение для тихоходной шестерни:
Колесо тихоходной ступени:
Отношение тогда по графику ([1]с.56рис.16) коэффициент долговечности KHL=125.
Допускаемое контактное напряжение для тихоходного колеса:
Допускаемое контактное напряжение тихоходной ступени (прямозубая цилиндрическая передача)
3 Определение допускаемых напряжений на изгиб
где -предел выносливости зубьев при изгибе sF- коэффициент безопасности; KFC- коэффициент двустороннего зацепления KFL-коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности определяется из выражения:
где m=6 для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н ≤ 350НВ m=9 для зубчатых колес с Н > 350НВ; NF0- базовое число циклов перемены напряжений (для стальных зубчатых колес NF0=4106); NFE-эквивалентное число циклов перемены напряжений.
-1=380; sF1 =17; KFC=1(одностороннее зацепление).
КFL=1 так как NFE > NF0
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни быстроходной ступени:
Колесо быстроходной ступени
-1=380; sF2 =17; KFC=1(одностороннее зацепление).
Допускаемое напряжение изгиба для колеса быстроходной ступени:
Допускаемое напряжение изгиба для быстроходной ступени
Шестерня тихоходной ступени
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни тихоходной ступени:
Колесо тихоходной ступени
Допускаемое напряжение изгиба для колеса тихоходной ступени:
Допускаемое напряжение изгиба для тихоходной ступени
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
1 Проектировочный расчет тихоходной ступени
Межосевое расстояние
где u=uт=315-передаточное число тихоходной ступени;
Т2=Тт=21010103 Нмм- крутящий момент на ведомом валу ступени;
ba=025- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;
bd=05ba(u+1)=05025(315+1)=052- коэффициент ширины колеса относительно диаметра.
КН=108- коэффициент концентрации нагрузки Для прямозубых передач Ка=4950.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 аw=125 мм.
Предварительные основные размеры колеса
-делительный диаметр: d2=2awu(u+1)=2125315(315+1)=18976 мм
-ширина b2=baaw=025125=3125 мм. Принимаем по ряду нормальных линейных размеров b2=32 мм.
Минимально допустимый модуль (Кm=68-для прямозубых передач):
Максимально допустимый модуль:
По ГОСТ 9653-60 m = 25 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса: .
Число зубьев шестерни:.
Число зубьев колеса: z2=zcz1=10024=76.
Делительное межосевое расстояние
а = 05m(z1 + z2)=0525(24+76)=125 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения.
Основные размеры шестерни и колеса:
-диаметры делительные:
d1=mz1=2524=60 мм; d2=mz2=2576=190 мм;
-диаметры вершин зубьев:
dа1= d1+2m(1+х1-у)=60+225=65 мм;
dа2= d2+2m(1+х2-у)=190+225=195 мм;
-диаметры впадин зубьев:
df1= d1 – 2(125-х1)m=602525=5375 мм;
df2= d2 – 2(125-х2)m =1902525=18375 мм.
b1=b2+(4÷6)мм=36 мм.
2 Проектировочный расчет быстроходной ступени
где u=uб=40-передаточное число быстроходной ступени;
Т2=Тпр=6953103 Нмм- крутящий момент на ведомом валу ступени;
bd=05ba(u+1)=05025(40+1)=063- коэффициент ширины колеса относительно диаметра.
КН=121- коэффициент концентрации нагрузки
Для косозубых передач Ка=4300.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 аw=90 мм.
-делительный диаметр: d2=2awu(u+1)=29040(40+1)=144 мм
-ширина b2=baaw=02590=225 мм. Принимаем по ряду нормальных линейных размеров b2=24 мм.
Минимально допустимый модуль (Кm=58-для косозубых передач):
По ГОСТ 9653-60 m = 15 мм
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
min=arcsin(35mb2)= arcsin(351524)=126356°
Суммарное число зубьев:
zs=2awcosminm=2900975815=1171
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа zs=117 и определяем действительное значение угла наклона зуба:
=arccos[zsm(2aw)]= arccos[11715(290)]=128386°
Число зубьев шестерни z1 и колеса z2:
где для косозубых колес z1min=17сos3=1709753=16
Число зубьев колеса: z2=zcz1=11723=94.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
d1=z1=23=3538 мм; d2=z2=94=14462 мм;
dа1= d1+2m=3538+215=3838 мм;
dа2= d2+2m=14462+215=14762 мм;
df1= d1 – 25m=35382515=3163 мм;
df2= d2 – 25m=144622515=14087 мм;
b1=b2+(4÷6)мм=28 мм.
3 Расчет открытой передачи
Мощность передаваемая ведущей звездочкой N=165 кВт частота вращения ведущей звездочки n=750 мин-1 передаточное отношение iцеп=29.
Выбор натяжного устройства цепной передачи. Согласно техническому заданию цепная передача располагается между редуктором и приводным валом поэтому предполагаем использование натяжной звездочки для регулирования натяжения цепи.
Так как передаточное отношение было принято iцеп=29 тогда примем число зубьев ведущей звездочки z1=25.
Число зубьев ведомой звездочки z2=z1i=2229=638. Принимаем по ГОСТ 591-60 z2=63.
Минимальный диаметр звездочки:
Выбор режима смазки. Для заданных условий работы (скорость цепи до 4 мс) назначаем смазку ручную периодическую. Масло наносят на цепь кистью каждые 8 10 часов работы. Коэффициент способа смазки kсп=14.
Проекция опорной поверхности шарнира для заданного режима работы передачи:
Согласно ГОСТ 13568-97 принимаем роликовую цепь с шагом t=15875 и проекцией опорной поверхности шарнира А=709 мм2.
Базовое давление в шарнире цепи:
Допустимое напряжение в шарнире цепи для однорядной роликовой цепи:
где kц=12 – коэффициент учитывающий тип цепи km=1 – коэффициент учитывающий предполагаемое число рядов цепи; коэффициент способа смазки kсп=14
Допускаемая окружная сила передачи:
[Ft] =A[p]=7098325=590 кН
Окружная сила действующая в передаче:
Коэффициент учитывающий условия эксплуатации при k1=13(привод к элеватору) k2=11 k3=1 k4= 15(угол наклона к горизонту- 90°) k5=15 k6=1
k= k1 k2 k3 k4 k5 k6=1311115151=322
Проверка цепи на износостойкость:
kFt=322375=1208 > [Ft]=590
Цепь не удовлетворяет условию износостойкости шарниров.
Для выполнения условия износостойкости шарниров увеличиваем шаг цепи до t=254 мм.
[Ft] =A[p]=17975658=1017 кН
kFt=322236=759 [Ft]=1017
Расчет цепи на прочность осуществляется по формуле:
Прочность цепи не достаточна.
Примем шаг цепи t=3175 мм
Уточняем скорость цепи
Проверим выполнение условия прочности цепи
Таким образом в передаче используем приводную роликовую цепь ПР-3175-89 ГОСТ 13568-97.
Согласно ГОСТ 591-69 звездочки передачи изготавливаем из среднеуглеродистой стали 45 с закалкой до твердости HRC 40 50.
Делительные диаметры звездочек:
Диаметры окружностей выступов
Диаметры окружностей впадин:
Di2=Dд2-1005D-01=63696-10051905-01=61771 мм.
Ширина зубчатого венца:
В=b=09BВН-015=091905-015=170 мм
Диаметр выходного участка приводного вала под ведомую звездочку равным 35 мм.
Наружный диаметр ступицы dст определяется по формуле:
dст12=15d+10=1535+10=63 мм
lст=(08..15)d=28 525 ≥1414 мм
Принимаем lст=35 мм.
Оптимальное межосевое расстояние
а=(30+2i)t=(30+229)3175=11367 мм
Округляем до четного значения принимаем zзв=114.
l= zзвt=1143175=36195 мм.
Межосевое расстояние передачи уточняется по формуле:
Для обеспечения провисания цепи принимаем а=997 мм.
Усилие предварительного натяжения цепи
F0=kfqa=6380997=2273 Н.
Сила действующая на валы:
Q=2F0+kBFt=22273+1151897=26362 Н.
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ПРИВОДА
Силы действующие в зацеплении зубчатых колес быстроходной ступени:
FrБ1=FrБ2=Fttgαcos=9615503640975=35898 H;
FаБ1=Fttg=9615502279=21914 Н
Силы действующие в зацеплении зубчатых колес тихоходной ступени:
FrТ1=FrТ2=Fttgα =2211580364=80501 H;
Сила действующая со стороны упругой муфты:
Сила действующая на валы со стороны цепной передачи( см. п.3.3):
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
1.1 Проверочный расчет быстроходной ступени(косозубая)
Предварительно определяем КН=КН КН
Для определения коэффициента динамической нагрузки возникающей в зацеплении KH вычислим окружную скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости следует принять 9-ю степень точности . Принимаем KH=101.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в косозубых передачах: KНα=113
Коэффициент торцового перекрытия:
Коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям:
Т.о условие контактной прочности выполняется.
1.2 Проверочный расчет тихоходной ступени(прямозубая)
При такой скорости следует принять 9-ю степень точности . Принимаем KH=104.
2.1 Проверочный расчет быстроходной ступени (косозубая)
Коэффициент формы зуба при эквивалентном числе зубьев z=zcos3:
-для шестерни при z =2309753=25 YF1=395;
-для колеса при z =9409753=101 YF2=375.
Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше [F]YF. Расчет выполняем по шестерне.
Коэффициент нагрузки KF=KFKF. Коэффициент динамической нагрузки KF=102.Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса KF=138. Ft=96155 Н.
Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев KFα=135.
Коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки:
Коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:
ZF= KFαYα=135·091166=074
Условие прочности выполнено.
2.2 Проверочный расчет тихоходной ступени (прямозубая)
Коэффициент формы зуба
-для шестерни при z1 =24 YF1=40;
-для колеса при z2 =76 YF2=375.
Коэффициент нагрузки KF=KFKF. Коэффициент динамической нагрузки KF=104.Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса KF=11. Ft=221158 Н.
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
На быстроходном валу и промежуточном валу шестерня выполняется заодно с валом т.о назначаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Для тихоходного вала назначаем сталь 45 ГОСТ 1050-88.
Диаметр выходного участка быстроходного вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях []=10 МПа:
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора dдв=28 мм и вала d. Должно выполняться соотношение принимаем d =25 мм. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (Муфта 125-28-1-25-2 ГОСТ 21424-93) с расточками полумуфт под dдв=28 мм и dв =25 мм
Диаметр под подшипник dп≥ d+2t=25+222= 294 мм. Принимаем диаметр под подшипник dп=30 мм.
Диаметр бурта для упора подшипника: dбп ≥ dп+3r=30+32=36 мм. Принимаем dбп=36 мм.
Шестерню выполняем заодно с валом.
Диаметр промежуточного вала под колесо ([]=15 МПа):
Принимаем диаметр под подшипник dп=30 мм.
Диаметр бурта для упора подшипника: dбп ≥ dп+3r=30+32=36 мм.
Диаметр вала под колесо dк ≥ dбп =36 мм
Диаметр буртика для колеса dбк ≥ dк+3f=36+312=396 мм. Принимаем dбк=40 мм.
Диаметр выходного участка выходного вала ([]=20 МПа):
Диаметр под подшипник dп≥ d+2t=38+225=43 мм Принимаем диаметр под подшипник dп=45 мм.
Диаметр бурта для упора подшипника dбп ≥ dп+3r=45+33=54 мм. Принимаем dбп=55 мм.
Диаметр вала под колесо dк ≥ dбп =55 мм
Диаметр буртика для колеса dбк ≥ dк+3f=55+32=61 мм. Принимаем dбк=63 мм.
3 Определение длин участков валов. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок пазов и длин по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [см]=120 МПа при чугунной - [см]=70 МПа. Условие прочности:
где Т- крутящий момент на валу Нм; d – диаметр вала мм; h – высота шпонки мм; lp=l-b – расчетная длина шпонки мм.
Рассчитаем шпоночное соединение для выходного участка быстроходного вала.
d=25 мм; ширина шпонки b=8 мм; высота шпонки h=7 мм. Материал ступицы полумуфты – чугун.
Минимальная длина шпонки из расчета на смятие l=59+8=139 мм. Принимаем по ГОСТ 23360-78 длину шпонки l=18 мм. Длину выходного участка вала согласовываем с длиной полумуфты lвых=42 мм. По ГОСТ 23360-78 уточняем длину шпонки l=32 мм.
Рассчитаем шпоночное соединение для промежуточного вала
d=36 мм; ширина шпонки b=10 мм; высота шпонки h=8 мм. Материал ступицы колес – сталь.
Минимальная длина шпонки из расчета на смятие l=81+10=181 мм. Принимаем по ГОСТ 23360-78 длину шпонки l=22 мм.
Расчетная длина ступицы lст=l+(8 10). Принимаем lст=32 мм.
Проверим выполнение условий для быстроходного колеса
8 32 54мм- условие выполняется
32 мм- условие выполняется.
Рассчитаем шпоночное соединение для выходного участка тихоходного вала
d=38 мм; ширина шпонки b=10 мм; высота шпонки h=8 мм материал ступицы звездочки- сталь.
Минимальная длина шпонки из расчета на смятие l=230+10=330 мм. Принимаем по ГОСТ 23360-78 длину шпонки l=36 мм. Длину выходного участка вала согласовываем с длиной ступицы звездочки lвых=15d=56 мм. По ГОСТ 23360-78 уточняем длину шпонки l=45 мм.
Рассчитаем шпоночное соединение колеса с тихоходным валом
d=55 мм; ширина шпонки b=16 мм; высота шпонки h=10 мм материал ступицы колеса- сталь.
Минимальная длина шпонки из расчета на смятие l=127+16=287 мм. Принимаем по ГОСТ 23360-78 длину шпонки l=45 мм.
Расчетная длина ступицы lст=l+(8 10). Принимаем lст=55 мм.
Проверим выполнение условий:
55 825мм- условие выполняется
≤ 55 мм- условие выполняется.
На быстроходный вал и промежуточный валы назначаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности α=12 16º легкой серии 7206А ГОСТ 27365-87. Схема установки- враспор
d=30 мм; D=62 мм; Т=175 мм; В=16 мм; С=14 мм; Сr=380 кН
На тихоходный вал назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 209 ГОСТ 8338-75. Схема установки- враспор
d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; Сr=332 кН.
НАЗНАЧЕНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ.
Назначаем картерную систему смазки(окунанием)
При картерной смазке в корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При вращении колес масло увлекается зубьями разбрызгивается.
Для того чтобы обеспечить смазку зацепления быстроходной ступени и подшипников применим промежуточную (текстолитовую) шестерню установленную на тихоходном валу.
При окружной скорости мс и 600 H 1000 МПа вязкость масла 6010-6 м2с. Принимаем масло индустриальное И-50А ГОСТ 20799-88.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
1 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Проверочный расчет выполняем для тихоходного вала.
На тихоходный вал назначены подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 209 ГОСТ 8338-75. Для шариковых радиальных подшипников точка приложения реакций расположена на середине ширины подшипника.
Силы действующие на валы со стороны насаженных на вал деталей прикладываем посередине их ступиц.
По сборочному чертежу находим расстояния между точками приложения сил
Определяем реакции опор тихоходного вала в вертикальной плоскости:
Fy=-Fц-RАу-Frт2+RВу=0;
M(А)= Fц 200 +Frт246-RВу124=0
RАу = -Fц - Frт2 + RВу =-26362-80501+455057 =110936 Н
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
М М Мx1(46)=-11093646=-5103 Нм.
Мх2=-RAyz-Frт2(z-46) ;
Мх2(124)=-110936124-80501(124-46)=-20035 Нм;
М М Мx3(76)=-2636276=-20035 Нм.
Определяем реакции опор тихоходного вала в горизонтальной плоскости:
M(А)=Ftт246- RВх124=0
RАх =221158-82042=139116 Н.
Строим эпюру изгибающих моментов Му.
Му1= RАхz; Му1(0)=0; Му1(46)=13911646=6399 Нм.
Му2= RВхz; Му2(0)=0; Му2(78)=8204278=6399 Нм.
Строим эпюру крутящих моментов: с колеса тихоходной ступени передается крутящий момент на звездочку цепной передачи Т=2101 Нм.
2 Проверочный расчет вала на усталостную прочность жесткость и резонанс.
Расчет на усталостную прочность
где -запас сопротивления усталости только по изгибу;
- запас сопротивления усталости только по кручению.
По эпюрам определяем наиболее опасное сечение вала – сечение в опоре В (концентратор напряжений – прессовая посадка подшипника на вал).
Суммарный изгибающий момент
где Wнетто=мм3-осевой момент сопротивления сечения вала где d=45 мм – диаметр вала под подшипник
где Wк.нетто=мм3-полярный момент сопротивления сечения вала
На тихоходный вал назначена сталь 45 ГОСТ 1050-88: предел прочности в =750 МПа; пределы выносливости:-1=340 МПа; -1=200 МПа.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении: К=24; К=18.
Масштабный фактор м=075. Фактор качества поверхности п=1
При расчете валов принимают симметричный цикл для напряжений изгиба отнулевой для напряжений кручения: m=0; а=и; m=a=05
а a и m m- амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений; =005-коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений зависит от механических характеристик материала.
условие прочности выполнено.
Угол поворота вала в подшипнике качения [] ≤ 0005рад.
Определим угол поворота вала в опоре В по правилу Верещагина для этого приложим в месте посадки подшипника единичный момент и построим единичную эпюру(см.п.8.1)
Диаметр вала в месте посадки подшипников dп = 45 мм. Тогда
Угол поворота вала в опоре В в вертикальной плоскости:
Площади грузовых эпюр:
Ординаты единичной эпюры находящиеся под центрами тяжести грузовой эпюры:
Угол поворота вала в опоре В в горизонтальной плоскости:
Суммарный угол поворота
Условие жесткости выполняется.
Предел вибрационной устойчивости
Критическая частота вращения
где с- частота собственных колебаний
Приближенно оценили массу колеса m1=5 кг
Диаметр вала в месте посадки колеса d = 55 мм. Тогда
n=750 мин-1 07 nкр- резонанс отсутствует.
Расчет ведем для опор тихоходного вала
На тихоходный вал назначены подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 209 ГОСТ 8338-75. Сr=332 кН.
Эквивалентная нагрузка Рэ=(ХVFr+YFa)KKт
где Х=1-коэффициент радиальной нагрузки; Fr – радиальная нагрузка K=12-коэффициент безопасности; Kт=1-температурный коэффициент;Y=0- коэффициент осевой нагрузки; Fa-осевая нагрузка; V=1-коэффициент учитывающий вращение колец.
Рэ1=(ХVFr1+YFa1)KKт =1177933121=21352 Н
Рэ2=(ХVFr2+YFa2)KKт =1462394·121=554872 Н
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В.
Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:
где n=750 мин-1 –частота вращения вала Lh=10000ч- номинальная долговечность [C]=332 кН – динамическая грузоподъемность. Для подшипников шариковых р = 3.
Выбранные подшипники удовлетворяют предъявляемым к ним требованиям.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Бондалетов В.П. Козлова С.Н. Крылов С.В. Шенкман Л.В.Технические расчеты.Ч.1 Методическое пособие по дисциплин «Детали машин и основы конструирования». – Ковров: ГОУ ВПО «КГТА» 2004г.
Гузенков П.Г. Детали машин: Учеб. пособие для студентов втузов-М.:Высш. школа1982г.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования - М.: Машиностроение 2002г
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. – М.: Машиностроение 2001г.
ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Оценим средний диаметр входного вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях []=10 МПа:
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d=21 мм
Оценим средний диаметр промежуточного вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях []=15 МПа:
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d=30 мм
Оценим средний диаметр выходного вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях []=20 МПа:
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d=38 мм

Чертежи.dwg

ДМ 16-07.01.00.00 СБ
маслостойкой краской; снаружи - серой нитроэмалью.
В картер редуктора залить масло И-30А в объеме 1л.
Необработанные поверхности красить: внутри редуктора
* Размеры для справок.
Обозначение Наименование
Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонки ГОСТ 23360-78
Кольцо уплотнительное
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Нормальный исходный контур
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
СЧ 18-36 ГОСТ 1412-79
Отверстия выполнить при установке сопрягаемых деталей
Необработанные поверхности красить внутри маслостойкой краской;
Неуказанные предельные отклонения размеров: отв. +t
Материал заменитель: СЧ20
Точность отливки 10-9-4-4 ГОСТ 26645-85
Неуказанные литьевые радиусы 5 15мм
Формовочные уклоны по ГОСТ 3212-92 в сторону увеличения тела
остальных + t2 пов. -средн. класса точн.
-очень грубого класса точн.
Перекос осей отверстий АБ не более 0
снаружи-серой нитроэмалью.
Неуказанные радиусы 3 8мм
Окружное усилие на барабане
Общее передаточное число привода 37
Мощность элекродвигателя
Скорость ленты элеватора
Частота вращения электродвигателя
* Размеры для справок
Смещение валов электродвигателя и редуктора не более:
Техническая характеристика
ДМ 16-07.00.00.00 СБ
Технические требования
ДМ 16-07.02.00.00 СБ
Штифт предохранительный
Сварные швы по ГОСТ 5264-80
Первый этап компоновки