Детали и эпюры коническо-цилиндрического редуктора

highvalue.frw

Lowvalue.frw

Mediumvalue.frw

Mufta.cdw

privod.frw

Specific(globe).spw

Specific(Red).spw

торобразной оболочкой
Прокладка регулировочная
Прокладка уплотняющая
Пробка с конической
Уплотнение внутреннее
Подшипник 7000114 К ГОСТ 8338-75
Роликовый конический
Шариковый радиальный
Шайба 20 Л 65Г029 ГОСТ 6402-70
Кольцо 32 ГОСТ 13942-86
Кольцо 26 ГОСТ 13942-86
кп.05 ГОСТ 11872-89

Вал тих.cdw

Сталь 45 ГОСТ1050-88
кроме указанных мест
Участок закалки ТВЧ продлить до конца ступени 45 50HRC
* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров

Записка.DOC

Кинематический расчет привода
1 Подбор электродвигателя
2Определение частот вращения и вращающих
Расчет зубчатой передачи
1 Анализ результатов с ЭВМ
Эскизное проектирование
1 Проектные расчеты валов
2 Выбор типа и схема установки подшипников
1 Шпоночные соединения
2 Соединение с натягом
3 Сварные соединения
Подбор подшипников качения на заданный ресурс
Расчет валов на статическую прочность и
сопротивление усталости
Выбор смазочных материалов
1 Выбор и расчет обгонной муфты
2 Выбор и расчет упругой муфты
Расчет цепной передачи
Кинематический расчет
1.Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
где Ft – окружное усилие на барабане V – скорость ленты.
Рпр = 2500*14 103 = 35 кВт.
Тогда требуемая мощность электродвигателя
где hпр – КПД привода равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.
hпр = hц* h кон. з..п. * h цил. з..п. * h м.
где hц - КПД цепной передачи h кон. з.п. - КПД конической зубчатой передачи h цил. з..п – КПД цилиндрической зубчатой передачи hм – КПД муфты с горообразной оболочкой.
hпр = 096*096*097*099 = 089
Pдв = 25089 =281 кВт.
Определим частоту вращения приводного вала
nпр = 60000*Vp*D = 60000*14314*355 = 1345 обмин;
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
где uц - передаточное отношение цепной передачи а uБ и uТ – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.
uц = 25; uБ = 235; uТ = 3455.
Подставляя значения получим
nдв = 1345*25*235*3455 = 2730 обмин
Следовательно берем синхронную частоту вращения двигателя равной nдв =2850 обмин.
Затем используя таблицу выбираем электродвигатель АИР100S2:
Р = 4 кВт nдв = 2850 обмин.
2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.
)Частота вращения тихоходного вала
Так как в заданной схеме отсутствует какая – либо передача (ременная или цепная)между приводным и тихоходным валом а они непосредственно передают вращение через муфту то
nТ = nпр*uц = 1345*25=33625 обмин.
)Частота вращения промежуточного вала
nп = nТ*uТ = 33625*3455 = 116174 обмин.
)Частота вращения быстроходного вала
nБ = nп*uБ = 275914 обмин.
)Вращающий момент на приводном валу
Тпр = Ft*D2 = 2500*03552 = 44375 Нм
)Вращающий момент на тихоходном валу
ТТ = Тпрuц *hц = 4437525*096 = 1849 Нм.
Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
1.Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.
В зависимости от вида изделия его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты тем меньше чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев которая в свою очередь зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - Sцена dm1Б внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и mред. (см. рис .1)
В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 4.
В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 45. а для шестерни – 40 ХН.
Эскизное проектирование.
1 Проектные расчеты валов.
Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
-для быстроходного вала:
T.к. быстроходная ступень коническая то
где ТБ вращающий момент на быстроходном валу
d = 8*(2272)13 = 2265 мм.
диаметр вала под подшипник качения
dп ³ d2+2*tкон = 276 мм.
Где принемаем значение tкон=18-высота заплечика
dбп ³ dп + 3*r = 276 + 3*2 =336 мм
-для промежуточного вала:
диаметр вала под колесо
где Тп – вращающий момент на промежуточном валу
dк ³7*(5462)13 =2666 мм
округляя до стандартной величины получим dк > 28мм.
где dп – диаметр вала под подшипник
-для тихоходного (выходного) вала:
где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу.
d ³ 6*(1849)13 =30 мм
dп ³ d + 2*tц = 30+ 2*25 =35 мм.
dБп ³ dп + 3*r =35 + 3*25 =41.
2. Выбор типа и схемы установки подшипника.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку" а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной то примем подшипники средней серии.
Часто опоры валов размещают не в одном а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса в которых размещают подшипники устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники допускающие значительные перекосы.
В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3 4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить спомощью втулок.Если же не следовать данным рекомендациям при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника что может вызвать заклинивание узла.
1. Шпоночное соединение (соединение вал - ступица):
1.1. На тихоходном валу
sсм = 2*ТТ*103(d*k*lраб) [s]см
при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки
lраб = 2*ТТ*103(d*k*[s]см)
где d – диаметр вала
к – глубина врезания шпонки так как d = 32 мм то к = 047h (h – высота шпонки);
для незакаленной стали и для неподвижной шпонки
lраб = 2*1849*103(32*376*140) = 249 мм
Тогда полная длина шпонки
где b – ширина шпонки
l =249 + 10 = 349 мм
по стандартному ряду l =36 мм.
1.2. На быстроходном валу
sсм = 2*Тб*103(d*k*lраб) [s]см
lраб = 2*Тб*103(d*k*[s]см)
к – глубина врезания шпонки так как d = 26 мм то к = 047h (h – высота шпонки);
lраб = 2*2272*103(26*329*140) = 379 мм
l =379 + 8 = 1179 мм
по стандартному ряду l = 12мм.
Принимаем длину шпонки по длине полумуфты – 40 мм.
1.3. На валу электродвигателя
к = 047*h = 047*7 = 329
lраб = 2*2272*103(28*329*140) = 3523 мм.
l = lраб + b = 352 + 8 = 1152 мм.
Берем длину шпонки равной половине длины вала электродвигателя
l = lдв2 = 442 = 22 мм.
1.4. На приводном валу в соединении со звездочкой
так как d 40 мм то к = 047*h = 0.47*8 = 376
lраб = 2*44375*103(38*376*140) = 4436 мм
l = lраб + b = 4436 + 10 = 5436 мм.
округляем до стандартного значения l = 56 мм.
1.5. На приводном валу в соединении с обгонной муфтой
1.6. В соединении обгонной муфты с корпусом
lраб = 2*44375*103(250*376*140) = 674 мм
l = lраб + b =674 + 12 = 1874 мм.
Принимаем длину l = 40 мм чтобы при монтаже не происходило опрокидывание шпонки.
2.Соединение с натягом:
Промежуточный вал – колесо
Соединение с натягом применяются для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения распределенные по поверхности соединения. В цилиндрических косозубых передачах соединения вал – ступица нагружены изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия не раскрытия стыка.
2.1 Подбор посадки с натягом на промежуточном валу
Определим необходимое (минимальное) давление в соединение
р = 2*103*К*Тп(p*d2*l*f)
Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:
для колес промежуточных валов редукторов К = 45.
Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой тогда
р = 2*103*45*5462(314*362*40*008) = 38 МПа.
Минимальный расчетный натяг
d = 103*р*d*(С1Е1 + С2Е2)
где С1 С2 – коэффициенты жесткости:
С1 = [1 + (d1d)2][1 – (d1d)2] - m1
С2 = [1 + (dd2)2][ 1 - (dd2)2] + m2
Е – модуль упругости для стали Е1 = Е2 = 21*105 МПа
m - коэффициент Пуассона для стали m1 = m2 = 03.
d1 = 0 так как вал не пустотелый.
d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса.
d =38*36*103*(162*10-5) = 2219 мкм.
Поправка на обмятие микронеровностей
u = 55*(08 + 16) =132 мкм.
Минимальный измеренный натяг
Он необходим для передачи вращающего момента:
[N]min ³ d + u = 3536 мкм. (1)
Т.к. [N]min = 3536 мкм
следовательно посадка H7u7.
Проверка прочности соединяемых деталей по [N]max
Т.к. посадка H7u7 -> Npmax =78 мкм
следовательно dmax = 648 мкм.
cледовательно Pmax = 38*(6482219) = 1109 МПа.
Определение силы запрессовки
2.2 Подбор посадки с натягом на тихоходном валу
для колес тихоходных валов редукторов К = 35.
р = 2*103*35*1849(314*402*41*008) = 785 МПа.
d =785*40*103*(174*10-5) = 5382 мкм.
[N]min ³ d + u = 6702 мкм. (1)
следовательно посадка H8x8.
Т.к. посадка H8x8 -> Npmax =125 мкм
следовательно dmax = 1118 мкм.
cледовательно Pmax =785*(11185382) = 163 МПа.
3. Сварное соединение:
Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.
Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала в частности сварного барабана. В данном случае примененяются специальные втулки к которым приваривается барабан образуя единую конструкцию что обеспечивает нам удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его изготовлении в отличие от литого барабана.
Имеем тавровое соединение угловыми швами.
Соединение рассчитывается по касательным напряжениям опасное сечение находится по биссектрисе прямого угла.
где [t’] – допускаемое напряжение при статической нагрузке для сварных швов . Определяется в долях от допускаемого напряжения растяжения соединяемых деталей;
Тб – вращающий момент на барабане Тб = 44372 Нм;
Wк – момент сопротивления при кручении.
Для полого круглого сечения
к – катет сварного шва он находится в пределах 05*d k d
d – толщина меньшей из свариваемых заготовок d = 8 мм;
Wк = 314*662*07*64 =143686 мм3;
Так как сварка ручная электродами повышенного качества то
где S – коэффициент безопасности.
В качестве материала используем сталь 3:
sт = 220 МПа S = 14.
Тогда [s]р =22014 = 15714 МПа
[t’] = 065*15714 = 10214 МПа.
t = (44375*1032)143686 = 1544 МПа.
Получили что t = 1544 МПа [t’] = 10214 МПа.
Расчет подшипников качения на заданный ресурс.
1. Расчет подшипников на тихоходном валу
1.1. Определение сил нагружающих подшипники
При проектировании тихоходного вала редуктора применили радиальные подшипники по схеме установки враспор.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники радиальные то эта точка расположена на середине ширины подшипника.
)Диаметр вала под подшипник
) Диаметр вала под колесо
) Консольная сила действующая на вал
) Определение радиальных реакций в опорах
1) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости
Fr2x = (2384*1204)1562 = 183822 H
Fr1x = 2384 - 1838 = 546 H
2) Радиальные реакции в вертикальной плоскости
-Fr2y*l +FА*05*d2 + FR*l1= 0
Fr2y = (4845*775 + 8855*36)15617 = 4432 H
Fr1y = 885 – 4432 = 4423 H
3) Радиальные реакции от консольной силы
4) Полная реакция в опорах
В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы
Fr1 = ((Fr1x)2 + (Fr1у)2)12 + Fr1k
Fr2 = ((Fr2x)2 + (Fr2у)2)12 + Fr2k
Наиболее нагружена первая опора расчет проводим по ней
1) Предварительный выбор подшипника
За основу берем шариковый радиальный подшипник № 207
Динамическая грузоподъемность Сr = 255 кН
Статическая грузоподъемность Соr = 137 кН.
2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник
Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KsKt
где V – коэффициент вращения кольца V = 1 так как вращается
Ks - коэффициент безопасности Ks = 14.
Kt – температурный коэффициент Kt = 1 так как t 100 °C.
Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок
FaCor = 484513700 = 0035
Fa(V*Fr) = 484530395= 016 то меньше "e
Следовательно X = 1 и Y = 0
Pr = 30395* 14= 2552 H
3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности
где КЕ - коэффициент эквивалентности зависящий от режима
работы. Так как у нас режим работы – 5 то КЕ = 04
Pэr = 04*42553 = 170211 H
4) Определение расчетного ресурса подшипника
Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов
L10h = a1*a23*(10660*n)*(CrPэr)p
где p – показатель степени уравнения кривой усталости для
шариковых подшипников p = 3
a1 – коэффициент учитывающий безотказность работы. Р = 90%
следовательно a1 = 1
a23 – коэффициент учитывающий качество материала и условия
смазки подшипника. a23 = 07.
L10h = 1*07 *(10660*33625)*(25500170211)3 » 116666 часов.
L10h = 116666 часов ³ L = 8000 часов.
)Выбор посадок подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 17021125500 = 0.067 следовательно поле допуска вала при установке подшипника – js6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.
2. Расчет подшипников на промежуточном валу
2.1. Определение сил нагружающих подшипники
В конструкции промежуточного вала используем конические радиально-упорные роликовые подшипники поставленные враспор.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники конические то эта точка расположена на торце подшипника.
Fr2x*l – Ft1*l1 – Ft2*l2 = 0
Fr2x = (12141*526-23842*11524)1458 = -144614 H
Fr1x = Ft1 + Ft2 - Fr2x
Fr2y*l - FR1*l1 +FА1*05*d1 + FR2*l2 + FА2*05*d2 = 0
Fr1y = FR2 - FR1 - Fr2y
3) Полная реакция в опорах
За основу берем роликовый подшипник № 7207А
Динамическая грузоподъемность Сr = 484 кН
2) Находим необходимые для нормальной работы подшипников
Fa1min = 083*e* Fr1 = 083*037*6354 = 19513 H
Fa2min = 083*e* Fr2 = 083*037*15197 = 4667 H
Находим осевые силы нагружающие подшипники
Fa2 = Fa2min = 19513 H
Fa1 = Fa2 + FA =19513 + 32148 = 51661 H > Fa1min
3) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник
Анализ влияния осевых составляющих:
Fa1(V* Fr1) = 19513(1*6354) = 0307 что меньше "e
Fa2(V* Fr2) = 4667(1*15197) = 0307 что меньше "e
Pr1 = 6354*1*14 = 8896 H
Pr2 = 15197*1*14 = 21276 H
4) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности
работы. Так как у нас режим работы – 5 то КЕ = 04.
Pэr1 = 04*8896 = 35584 Н.
Pэr2 = 04*21276 = 85104 Н.
5) Определение расчетного ресурса подшипника
Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.
шариковых подшипников p = 103
смазки подшипника. a23 = 06.
L10h = 1*06*(10660*11617)*(4840085107)333 » 609*106 часов.
L10h = 609*106 часов ³ L = 10000 часов.
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 8510748400 = 0.0175 следовательно поле допуска вала при установке подшипника – к5.
3. Расчет подшипников на быстроходном валу
3.1. Определение сил нагружающих подшипники
-Fr1x*l - FА*05*d +FR*(l2+l1) = 0
3) Реакции от консольной нагрузки
Fa1min = 083*e* Fr1 = 083*037*16572 = 50825 H
Fa2min = 083*e* Fr2 = 083*037*81409 = 24998 H
Fa2 = Fa2min = 24998 H
Fa1 = Fa1 + FA = 24998 + 99058 = 124058 H
Fa1(V* Fr1) = 124058(1*16572) = 075 что больше "e
Следовательно X = 04 и Y = 16
Fa2(V* Fr2) = 250(1*81409) = 0307 что меньше "e
Pr1 = (1*04*1657 + 16*124058)*1*14 = 37068 H
Pr2 = 814*1*14 = 11396 H
Pэr1 = 04*37068 = 148272 Н.
Pэr2 = 04*1139 = 4558 Н.
L10h = 1*06*(10660*2753)*(48400148272)333 » 403782 часов.
L10h = 403782 часов ³ L = 10000 часов.
) Выбор посадок подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 14827248400 = 0.0306 следовательно поле допуска вала при установке подшипника – к5.
4. Расчет подшипников на приводном валу
4.1. Определение сил нагружающих подшипники
В конструкции данного узла применены радиальные сферические подшипники связи с наличием значительных осевых смещений приводного вала из-за неравномерности нагружения ковшей элеватора более того установка подшипников производится в разные корпуса сл-но невозможно точно расположить корпуса в пространстве и вместе с тем их идентично изготовить.
) определение силы действующей на вал со стороны барабана
Fв = (F12 + F22 + F1 F2cosg)12
Где g - угол между ветвями ремня g = 0.
F1 F2 – натяжение ветвей.
Для нахождения сил натяжения ветвей решим систему уравнений:
a - угол охвата ремнем барабана a = 180°.
f – коэффициент трения f = 03.
)вертикальная плоскость
По рекомендации принимаем консольную нагрузку от действия обгонной муфты Fк2=50*Tпр = 105 кН ;
) плоскость консольной силы действующей со стороны ведомой звездочки
) Реакции в опорах от консольной силы
Fk*(l1 +l4)- Fk1*l4 = 0
Fk + Fk2 - Fk1 = 0 ; Fk2 =033 кН.
)Полная радиальная реакция находится для наиболее
неблагоприятного направления сил.
Fr1 = (Fr1y2 + Fк2 + Fr1y Fкcosg)12
g=30°- угол подъема цепной передачи над уровнем поверхности крепления редуктора к раме транспортера.
) Подбор подшипников
Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Так как частота вращения приводного вала nпр > 10 обмин то выбор подшипника ведем по динамической грузоподъемности.
Подбор выполняем по наиболее нагруженной опоре в нашем случае это опора 1.
За основу берем шариковый радиальный сферический
двухрядный подшипник № 1208
Динамическая грузоподъемность Сr = 193 кН
Статическая грузоподъемность Соr = 88 кН.
где V – коэффициент вращения кольца V = 12 так как
Fa(V*Fr) = 0(12*62964) = 0 что меньше "e
Pэr = 04*91 = 36 кН.
смазки подшипника. a23 = 055.
L10h = 1*055*(10660*1345)*(193003600)3 » 10501 часов.
L10h = 10501 часов ³ L = 10000 часов.
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 360019300 = 0186 следовательно поле допуска вала при установке подшипника – k6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - H7.
Расчет валов на статическую прочность и сопротивление
Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насажанные на них детали: зубчатые колеса барабан и полумуфты. При расчетах принимают что насажанные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали – 45 40Х.
1.1. Расчет тихоходного вала на прочность.
Марка стали тихоходного вала – Сталь 45.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
В расчете используется коэффициент перегрузки
где Тmax - максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент перегрузки)
Т – номинальный (расчетный) вращающий момент.
Для выбранного ранее двигателя Кп = 22.
По рассчитанным ранее реакциям в опорах и известных силах действующих на валах строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящего момента. Данные эпюры были приведены ранее при определении реакций в опорах подшипников.
В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
При анализе эпюры изгибающих моментов приходим к выводу что нас интересуют 2 сечения представляющих опасность оценку их значимости будем производить по величинам нормальных и касательных напряжений т.к. имеем разные моменты сопротивления.
s = 103*Mmax W + Fmax A
где M1max = Кп*М = 1085*22 = 2387 Нм.
F1max = Кп*Fa = 22*4845 = 1066 Н.
W = p*D3 32- сечение круглое для контактной поверхности колеса и вала.
W1k = 2*W = 125664 мм3.
Мkmax = Кп*Т = 22*1849 = 407 Нм.
Переходим к рассмотрению следующего сечения:
где M2max = Кп*М2 = 229 Нм.
F2max = Кп*F2a = 1066 Н.
W2k = 2*W = 84185 мм3.
Оценивая нагруженность участков приходим к выводу что наиболее нагружен участок вала под первой опорой подшипника.
Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Sтs = sтs sт = 540 МПа.
Sтt = tтt tт = 290 МПа.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
Sт = Sтs*Sтt( Sтs2 + Sтt2)12 ³ [Sт] = 13 2
Sт = Sтs*Sтt( Sтs2 + Sтt2)12 = 97*6( 972 + 36)12 = 511
Sт = 511 ³ [Sт] = 13 2
1.2. Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений статических и усталостных характеристик материалов размеров формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности.
S = Ss*St( Ss2 + St2)12 ³ [S] = 15 25
Где SsSt - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
Ss = s-1D(sa + ysD*sm) St = t-1D(ta + ytD*tm)
Здесь sa ta – амплитуды напряжений цикла
sm tm – средние напряжения цикла
ysD ytD – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов принимают что напряжения изменяются по симметричному циклу нагружения: sa = sи и sm = 0 а касательные напряжения – по отнулевому циклу: ta = tк 2 и tm = tк 2.
Напряжения в опасных сечениях вычисляются по формулам
sa = sи = 103*МW; ta = tк 2 = 103*Мк(2*WК).
ta = tк 2 = 2415 МПа.
Пределы выносливости в рассматриваемом сечении
s-1D = s-1КsD t-1D = t-1 КtD
где s-1 t-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;
КsD КtD – коэффициенты снижения предела выносливости.
Значения КsD КtD вычисляются по зависимостям
КsD = (Кs Кds + 1 КFs - 1) КV
КtD = (Кt Кdt + 1 КFt - 1) КV
Где Кs Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кds Кdt - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КFs КFt - коэффициенты влияния качества поверхности;
КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Так как у нас шлицевое соединение то
КFs = 088; КFt = 093
КV = 26- продлен участок вала под закалку ТВЧ до посадочной поверхности подшипника для упрочнения поверхности опасного сечения.
КsD = (387 + 114 – 1)26 = 154
КtD = (234 + 108 - 1)26 = 093
s-1D = s-1КsD = 360154 = 2338 МПа
t-1D = t-1 КtD = 200093 = 21505 МПа.
ytD = yt КtD = 009093 = 0097.
Ss = s-1Dsa = 233854.5 = 43
St = t-1D(ta + ytD*tm) = 812
Тогда коэффициент запаса
S = Ss*St( Ss2 + St2)12 = 43*812( 432 + 8122)12 = 38
S = 38 ³ [S] = 15 25 – по сопротнвлению усталости проходит.
2. Промежуточный вал.
2.1. Расчет промежуточного вала на прочность.
Марка стали промежуточного вала – Сталь 40ХН
Наиболее нагружен участок вала цилиндрической шестерни
где Mmax = Кп*( М1г2 + М1в2)12 = 22*( 4422 + 1432)12 = 1023 Нм.
Fmax = Кп*FaТ = 22*5166 = 11365 Н.
Так промежуточный вал является валом – шестерней то его момент сопротивления при изгибе и кручению будут равны
Где J – осевой момент инерции пи расчетах на жесткость
da – диаметр вершин зубьев.
J = p*(dj*d4 – d04)64
dj принимают в зависимости от коэффициента смещения и числа зубьев (х = 0 z = 22) dj = 095
Wk = 2*W = 156102 мм3.
А = p*(dS*d2 – d02) ;
dS принимают в зависимости от коэффициента смещения и числа зубьев dS = 096.
s = 103*10237805 + 11360515268 = 1385 МПа
Мkmax = Кп*Тпр = 22*546 = 12012 Нм.
t = 103*1201215610 = 769 МПа.
Sтs = sтs sт = 750 МПа.
Sтt = tтt tт = 450 МПа.
Sтs = 7501385 = 5415
Sт = Sтs*Sтt( Sтs2 + Sтt2)12 = 5415*585( 54152 + 5852)12 = 3937
Sт = 3937 ³ [Sт] = 13 2
Более дешевый а соответственно и менее прочный материал выбрать нельзя из-за ограничений налагаемых цилиндрической зубчатой передачей.
3. Быстроходный вал.
3.1. Расчет быстроходного вала на прочность.
Марка стали тихоходного вала – Сталь 40ХН.
где Mmax = Кп*Мк = 3008*22 = 6619 Нм.
Fmax = Кп*Fa = 22*1179 = 2594 Н.
W = p*d332 = 4209 мм3
Wk = 2*W = 8418 мм3.
А = p*d24 = 9621 мм2.
s = 103*66194209 + 25949621 = 842 МПа
Мkmax = Кп*Т = 22*23 = 506 Нм.
t = 103*5068418 = 6 МПа.
Sтs = sтs sт = 640 МПа.
Sтt = tтt tт = 380 МПа.
Sт = Sтs*Sтt( Sтs2 + Sтt2)12 = 486
Sт = 486 ³ [Sт] = 13 2
Более дешевый а соответственно и менее прочный материал выбрать нельзя из-за ограничений налагаемых конической зубчатой передачей.
4.1. Расчет приводного вала на прочность.
Марка стали приводного вала – Сталь 45.
s = 103*((Mymax Wy)+(MkmaxWk))
где Mymax = Кп*Мy = 22*618 = 1359.6 Нм.
Mkmax = Кп*Мk = 22*94 = 206.8 Нм.
Параметры шпоночного паза: b=12 h=8 d=42
Wy = (p*d332)-b*h*(2*d-h)216*d =644474 мм3
Ввиду громоздкости расчетов Wk принимаем его равным Wy
Wк = p*d316 – b*h**(2*d-h)216*d = 137146 мм3.
s = 103*618644474 + 94644474 = 1104 МПа
Мkmax = Кп*Т = 97625 Нм.
t = 103*97625137146 = 712 МПа.
Sтs = sтs sт = 650 МПа.
Sтt = tтt tт = 390 МПа.
Sтs = 6501104 = 5.88
Sтt = 39071.2 = 5.48
Sт = Sтs*Sтt( Sтs2 + Sтt2)12 = 5.88*5.48( 5.882 + 5.482)12 = 4008
Sт = 4008 ³ [Sт] = 13 2
Выбор смазочных материалов.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения:
Определим окружную скорость:
V = 2*p*a*n6*104*(u ± 1)
а = 100 мм. – межосевое расстояние.
«+» – так как зацепление внешнее.
VТ = 2*3.14*100*336.256*104*(3.46 + 1) = 079 мс
VБ = 2*3.14*100*27306*104*(238 + 1) = 845 мс.
Вязкость масла определяем по контактным напряжениям и окружной скорости быстроходного колеса:
Марка масла И – Г – А – 46 .
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
– класс кинематической вязкости.
Так как у нас есть окружная скорость V 1 мс то в масло необходимо погрузить оба колеса ступеней.
Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания то они смазываются брызгами.
1.1. Выбор блокирующего устройства
Для предотвращения движения поднятого груза находящегося в ковшах элеватора в обратном направлении необходимо блокирующее устройство. В этом качестве используем обгонную муфту. Вышеназванное устройство воспринимает момент с приводного вала посредством шпоночного соединения. При вращении вала в блокирующем направлении момент передается через звездочку обойму и находящиеся между ними в клине ролики. Далее нагрузка уходит в корпус и затем в раму транспортера.
Наиболее опасным местом с точки зрения прочности элементов являются ролики при вращении вала в блокирующем направлении. Для них проведем проверочный расчет по контактным напряжениям.
1.2. Проверочный расчет обгонной муфты
Муфта выбирается по крутящему моменту.
Обычно для роликовых обгонных муфт применяют Q=7° - угол подъема профиля в точке контакта с роликом.
Сила действующая на ролик при передаче вращающего момента
F=T*103 z*R*sin(q2) где: z-число роликов R- радиус до точки контакта.
F=103*443755*(2002)*sin(35)=1454*103 НМ
По рекомендациям принимаем:
[s]H- допускаемые контактные напряжения
sН=0.418*(2*F*Ed*l)12=270*(Fd*l)12[s]H
при проектном расчете: d=(F*E)12[s]H 0.418 =178 мм
Расчет показывает что ролики d=25 мм пройдут тем более.
2.3. Выбор и проверочный расчет упругой муфты
Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора и устранения неизбежных перекосов валов применяем муфту с торообразной вогнутой оболочкой.
Коэффициент режима работы k=11 ..14- при спокойной работе
Tб=2272 НМ n=2730 обмин
Расчет производится по условию несдвигаемости:
Tk=k*Tб Tk=14*2272 = 318 HM
Определим силу затяжки болтов крепящих торообразную оболочку к полумуфте:
Fзат=K*Tk z*f*Dm где предполагаем z=4 – число болтов
f=03 – коэф-т трения резина сталь
Dm=(D1+D2)2=1125 мм – средний диаметр
Fзат=15*318*103 4*03*1125=353 H
dболта=( Fзат*4*13p*[s]p)12=(353*4*13314*148)12=198 мм
[s]p – для болтов класса прочности 3.6 sт=200 МПа ST=11 .15
Принимаем болты d=6 мм – найденного выше числа болтов хватит с запасом.
Расчет цепной передачи
Вариант цепной передачи производим исходя из условий минимальных размеров ведомой звездочки.
Цепь в этом случае 2-х поточная.
Список используемой литературы:
“ Конструирование узлов и деталей машин”
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов
“Детали машин” Д.Н.Решетов
Атлас по деталям машин т.12 Д.Н.Решетов
При разработке курсового проекта использованы инструментарии сред: “Компас-График 5.5” и “Microsoft Word 2000”

Колесо.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения
Делительный диаметр
сопряженного червяка
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Радиусы скруглений 6мм max
Штамповочные уклоны
Неуказанные пред. отклонения размеров: отверстий +t2
остальных +- t22 по ГОСТ 25670-83"

Лист1.cdw

Вид 3 (Вид на опорную поверхность).
Технические характеристики:
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тих. вала
Общее передаточное число редуктора 8.48
Степень точности изготовления зубчатой 8-B
Коэффициент полезиого действия редуктора 0.93
Технические требования:
Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в маслянной ванне
маслостойкой красной краской.
Наружние поверхности корпуса красить серой
эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34ГОСТ24285-80 при окончательной сборке.
Радиальная консольная на вых.валу: 3359 Н
коническо-цилиндрический
Максимальный уровень масла

Лист2.cdw

Лист4.cdw

лист5.cdw

Крепить к раме транспортера
Технические требования
Смещения вала электродвигателя и
Угловое смещение вала редуктора
Радиальная консольная нагрузка на
выходном валу редуктора не более 3360 H
Техническая характеристика
Окружная сила на барабане 2500 Н
Скорость движения ленты 1
Общее передаточное число привода
Мощность электродвигателя 4 кВт
Частота вращения вала
электродвигателя 2850 мин
Вид на опорные поверхности

Рис1.frw