Привод цепного конвейера (червячно-цилиндрический редуктор)

Ведомость.frw

Документация графическая
Документация текстовая
Пояснительная записка
КП-02069964-151001-31-10

Стр 7, 22-24.cdw

Определение опорных реакций
= -224 + 1452 - 795 - 433 = 0
= -486 + 1200 + 475 - 1189 = 0;
Определение суммарных радиальных реакций
Определение изгибающих моментов
= -5898 + 9975 - 1452 - 2625 = 0
= 1514 - 3631 + 3990 - 1873 = 0
(238 + 109 + 184) - 9975
= -2498 - 9975 + 6103 + 6370 = 0
(238 + 109 + 184) - 3631
= 908 + 3631 - 2221 - 2318 = 0
КП-02069964-151001-31-10
Рисунок 4 - К расчету вала II
Рисунок 5 - К расчету вала III
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Рисунок 3 - К расчету вала I

Редуктор.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет6
Расчет червячной передачи редуктора10
Расчет цилиндрической передачи редуктора15
1Предварительный расчет валов19
2Определение нагрузок действующих на валы21
3Расчет и выбор опор валов
определение ресурса подшипников25
4Проверка шпоночных соединений29
5Расчет валов на усталостную прочность30
Список использованных источников41
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность.
Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов лифты средства напольного транспорта (тележки погрузчики тягачи) подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия) скреперы и другие подобные машины а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.
Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Цель: Спроектировать привод к цепному конвейеру.
Исходные данные для проектирования:
- кинематическая схема привода (рисунок 1);
- мощность на валу тяговой звездочки РV = 54 кВт;
- угловая скорость вала тяговой звездочки V = 05 ;
По кинематической схеме определяем общий КПД привода
общ = ч · ц · к · mм · kпк = 084 · 098 · 094 · 0982 · 0994 = 072
гдеΣi – КПД элементов составляющих привод [1 с. 61 таблица 7]
ч = 084 – КПД червячной передачи (предварительный);
ц = 098 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
к = 094 – КПД открытой конической передачи;
м = 098 – КПД муфты;
п = 099 – КПД одной пары подшипников качения.
k = 4 – число пар подшипников качения.
Определяем требуемую мощность электродвигателя
РЭ.тр = РV общ = 54 072 = 75 кВт
Из источника [1 с. 62 таблица 8] выписываем рекомендуемые значения передаточных отношений механических передач:
- закрытой цилиндрической uз = 3 5
- червячной uч = 8 40;
- открытой конической uк = 15 3.
Определяем требуемую частоту вращения ротора электродвигателя
nЭ.тр = nV · uз · uч · uк = 15 · (3 5) · (8 40) · (15 3) = 540 9000 мин-1
гдеnV – частота вращения вала тяговой звездочки
Из источника [1 с. 63 таблица 9] выбираем двигатель АО2-51-4 с параметрами: номинальная мощность Рэд=75 кВт; частота вращения nэд=1460 мин-1 диаметр выходного конца ротора d = 32 мм.
Определяем передаточное отношение привода
u = nэд nV = 1460 15 = 9733
Предварительно намечаем передаточное отношение открытой конической передачи uк = 16 тогда частота вращения выходного вала редуктора
nIV = nV · uк = 15 · 16 = 24 мин-1
Определяем общее передаточное число червячно-цилиндрического редуктора
uред = nэд nIV = 1460 24 = 6083
Предварительно принимаем передаточное число червячной передачи uч=20 тогда передаточное число цилиндрической передачи
uц = uред uч = 6083 20 = 304
Вычисляем фактическое значение передаточного отношения привода
uф = uч · uц · uк = 20 · 3 · 16 = 96
Определяем отклонение от требуемого (допускается расхождение 5%)
Уточняем частоты вращения валов
nI = nэд = 1460 мин-1
nII = nI uч = 1460 20 = 73 мин-1
nIII = nII uц = 73 3 = 242 мин-1
nIV = nIII uк = 242 16 = 151 мин-1
nV = nIV = 151 мин-1
Определяем мощности на валах привода
РIV = РV (к · п) = 54 (094 · 099) = 579 кВт
РIII = РVI (м · п) = 579 (098 · 099) = 596 кВт
РII = РIII (ц · п) = 596 (098 · 099) = 613 кВт
РI = РII (ч · п) = 613 (084 · 099) = 735 кВт
РЭ = РI м = 735 098 = 749 кВт
Определяем вращающие моменты на валах
Расчет червячной передачи редуктора
Исходные данные для расчета:
-вращающий момент на тихоходном валу Т2 = 8016 Н·м = 801600 Н·мм;
-частота вращения червяка n1 = 1460 обмин;
-передаточное отношение iЧ = 20.
Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z1 = 2 и числом зубьев колеса
z2 = z1 · uЧ = 2 · 20 = 40 [2 с. 55]
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 с последующим шлифованием [2 с. 66].
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) [2 с. 65].
Предварительно примем скорость скольжения vS » 63 мс. Тогда при длительной работе передачи допускаемое контактное напряжение [sH] = 153 МПа [2 с. 68 таблица 4.9] (с пересчетом табличных значений методом линейной интерполяции).
Определяем допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной работе
[sOF] = КFL × [sOF]’ = 0543 × 98 = 535 МПа
гдеКFL = 0543 [2 с. 67] – коэффициент долговечности при длительной работе когда число циклов нагружения зуба NS>25×107;
[sOF]’ = 98 МПа [2 с. 66] – основное допускаемое напряжение изгиба для принятого материала червячного венца и способа получения отливки.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 8 [2 с. 55].
Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К = 12 [2 с. 64].
Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия контактной выносливости по формуле [2 с. 60]
Определяем модуль зацепления
Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения модуля m = 10 мм [2 с. 56].
Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициент диаметра червяка
Рассчитываем основные размеры червяка:
- делительный диаметр червяка
d1 = q × m = 8 × 10 = 80 мм;
- диаметр вершин витков червяка
dа1 = d1 + 2m = 80 + 2 × 10 = 100 мм;
- диаметр впадин витков червяка
df1 = d1 – 24 × m = 80 – 24 × 10 = 56 мм;
- длина нарезанной части шлифованного червяка
b1 ³ (11 + 006×z2) × m + 25 = (11 + 006×40) × 10 + 25 = 159 мм
принимаем b1 = 160 мм
- делительный угол подъема червяка при z1 = 2 и q = 8
g = 14°2’ [2 с. 57 таблица 4.3].
Рассчитываем основные размеры червячного колеса:
- делительный диаметр червячного колеса
d2 = z2 × m = 40 × 10 = 400 мм;
- диаметр вершин зубьев червячного колеса
dа2 = d2 + 2 × m = 400 + 2 × 10 = 420 мм;
- диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2 = d2 - 24 × m = 400 – 24 × 10 = 376 мм;
- наибольший диаметр червячного колеса
- ширина венца червячного колеса
b2 = 075 × dа1 = 075 × 100 = 75 мм.
Определяем окружную скорость червяка
Определяем скорость скольжения
Так как фактическая скорость скольжения vS = 63 мс не отличается от принятой на этапе предварительного расчета то допускаемые напряжения не корректируем.
Определяем точный КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивания масла
гдеr’ = 1°53’ [2 с. 59 таблица 4.4] – приведенный угол трения.
Принимаем седьмую степень точности передачи и определяем коэффициент динамичности КV = 14 [2 с. 65 таблица 4.7].
Определяем коэффициент неравномерности распределения нагрузки
гдеQ = 57 [2 с. 64] – коэффициент деформации червяка при z1 = 2 и q = 8;
х = 06 [2 с. 65] – вспомогательный коэффициент при незначительных колебаниях нагрузки.
Рассчитываем фактический коэффициент нагрузки
К = Кb × КV = 114 × 14 = 1596
Определяем фактическое контактное напряжение на активных поверхностях зубьев червячного колеса
Результат расчета следует признать удовлетворительным так как фактическое контактное напряжение sH = 152 МПа меньше допускаемого [sH] = 153 МПа.
Осуществляем проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Рассчитываем эквивалентное число зубьев
Определяем коэффициент формы зуба YF = 222 [2 с. 63 таблица 4.5] для эквивалентного числа зубьев zV = 44.
Определяем напряжение изгиба
Результат расчета следует признать удовлетворительным так как фактическое изгибное напряжение sF = 113 МПа не превышает допускаемого [sOF] = 535 МПа.
Определяем нагрузки действующие на валы.
Окружное усилие на колесе Ft2 и осевое на червяке Fа1
Радиальное усилие на колесе и червяке
гдеα = 20º – угол зацепления.
Окружное усилие на червяке Ft1 и осевое на колеса Fа2
Расчет цилиндрической передачи редуктора
-вращающие моментыТ1 = 798 Н·м = 798000 Н·мм;
Т2 = 2340 Н·м = 2340000 Н·мм.
-частоты вращения n1 = 73 мин-1; n2 = 242 мин-1.
-требуемое передаточное число u = 3.
Предварительно назначаем числа зубьев зубчатых колес:
z2 = z2 · u = 20 · 3 = 60
Выбираем материал колес – сталь 45 термообработка – нормализация до твердости не менее HB210 [2 с. 34 таблица 3.3].
Определяем допускаемые контактные напряжения
гдеsHlimb – предел контактной выносливости
sHlimb = 2×HB + 70 = 2 × 210 + 70 = 490 МПа
КHL = 1 [2 с. 33] – коэффициент долговечности;
[SH] = 12 [2 с. 33] – коэффициент безопасности.
Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев
гдеКа = 495 [2 с. 32] – коэффициент учитывающий угол наклона зуба для прямозубых колес;
КНb = 125 [2 с. 32] - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов;
yba = 042 [2 с. 33] – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния.
По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепления
По ГОСТ 9563-60* принимаем модуль зацепления m = 8 мм [2 с. 36].
Определяем делительные диаметры колес z1 и z2
d1 = mz1 = 8×20 = 160 мм
d2 = mz2 = 8×60 = 480 мм
Уточняем межосевое расстояние
Определяем ширину колес
[b] = aw · ba = 320 · 042 = 1344 мм
Принимаем b = 130 мм.
Назначаем седьмую степень точности передачи [2 с. 32].
При модуле m = 8 мм и ширине венца b = 130 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев
гдеКН – уточненный коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба
КН = КНb × КНu = 125 × 11 = 138
КНb = 125 [2 с. 32] – при несимметричном расположении колес относительно опор валов;
КНu = 11 [2 с. 40] – при окружной скорости передачи u 1 мс и коэффициенте ширины венца yba = 042.
Из расчета видно что контактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
sН = 407 МПа [sН] = 409 МПа
Следовательно колеса удовлетворяют требованиям контактной выносливости.
Определяем окружную силу действующую в зацеплении
Определяем радиальную силу действующую в зацеплении
Fr = Ft × tga = 9975 × tg20° = 3631 Н
гдеa = 20° - угол зацепления.
Проверяем зубчатые зацепления на изгибную прочность.
Определяем допускаемые напряжения изгиба
где – предел усталостной прочности при изгибе для стали 45 нормализованной при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба
= 18 · HВ = 18 · 210 = 378 МПа
[SF]’ = 175 [2 с. 44] – коэффициент безопасности;
[SF]” = 1 [2 с. 45] – коэффициент учитывающий непостоянство механических свойств материала и зависящий от метода получения заготовки (для штампованных заготовок).
При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводить для колеса z1.
Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1.
гдеKF = 143 [2 с. 43] – коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба
YF = 409 [2 с. 42] – коэффициент формы зуба.
Из расчета видно что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
sF = 57 МПа [sF]= 216 МПа
Следовательно рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.
1Предварительный расчет валов
Определяем ориентировочное значение диаметров валов I III между опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]к = 20 МПа [2 с. 161]
При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI = 465 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр dI посадки подшипника на вал на 2 5 мм больше диаметра dВI выходного конца. Кроме того на валу I имеется червяк. Как правило витки червяка выполняются за одно целое с валом поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка рассчитанные в разделе 2. Таким образом для вала I получим: диаметр между опорами dМI = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВI = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).
При конструировании вала II учитываем что этот вал II является промежуточным поэтому не имеет выходного конца. Таким образом для вала II получим: диаметр между опорами dМII = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).
Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) dМIII = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) dВIII = 80 мм;.
На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора
Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).
2Определение нагрузок действующих на валы
Окружное радиальное и осевое усилия на червяке Ft=1200 Н Fr=1452 Н Fа=3990 Н (раздел 2).
Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты
FM = сΔr · Δr = 4216 · 03 = 1265 Н
гдесΔr = 4216 Нмм [3 с. 238 таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):
Δr = 03 мм [3 с. 400 таблица К21] –радиальное смещение валов.
Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом
Окружное радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft1=3990 Н Fr1=1452 Н Fа1=1200 Н (раздел 2).
Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft2 = 9975 Н Fr2=3631 Н (раздел 3).
Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft = 9975 Н Fr = 3631 Н (раздел 3).
Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты
FM = сΔr · Δr = 16238 · 04 = 6495 Н
гдесΔr = 16238 Нмм [3 с. 238 таблица 10.27] – радиальная жесткость;
Δr = 04 мм [3 с. 400 таблица К21] –радиальное смещение валов.
Рассматриваем самый неблагоприятный вариант когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом
3Расчет и выбор опор валов определение ресурса подшипников
Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3 с. 133 таблица 9.4].
-суммарные радиальные реакции опор RА = 926 Н RБ = 535 Н;
-частота вращения вала n = 1460 мин-1 (раздел 1).
-посадочный диаметр подшипников dI = 35 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червяке поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3 с. 413 таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2
Таблица 2 – Характеристики подшипника
Внутренний диаметр d мм
Наружный диаметр D мм
Динамическая грузоподъемность С Н
Статическая грузоподъемность С0 Н
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников
SА = e · RА = 068 · 926 = 630 Н;
SБ = e · RБ = 068 · 535 = 364 Н;
SА – SБ = 630 – 364 = 266 Н
гдее = 068 [2 с. 213 таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
SБ SА;Fa = 3990 Н > SА – SБ = 266 Н
АБ = SБ = 364 Н;АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н
Рассмотрим подшипник «Б».
Отношение = е – осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку
РВ = V × RБ × Кб × Кт = 1 × 535 × 1 × 1 × 1 = 535 Н
гдеV = 1 [2 с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);
Кб = 1 [2 с. 214 таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);
Кт = 1 [2 с. 214 таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).
Рассмотрим подшипник «А».
Отношение > е = 068 – осевую нагрузку учитываем
При α = 26° коэффициенты нагружения X = 041 Y = 087 [2 с. 213 таблица 9.18].
РА = (X × V × RА + Y × АА) × Кб × Кт = (041 × 1 × 926 + 087 × 4354) × 1 × 1 = 4168 Н
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».
Определяем расчетную долговечность млн. об.
Определяем расчетную долговечность ч.
Расчет показывает что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3 с. 133 таблица 9.4].
-суммарные радиальные реакции опор RВ = 3225 Н RГ = 6089 Н;
-частота вращения вала n = 73 мин-1 (раздел 1).
-посадочный диаметр вала dII = 55 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4 с. 242 таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3
Таблица 3 – Характеристики подшипника
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников
SВ = 083e · RВ = 083 · 033 · 3225 = 883 Н;
SГ = 083e · RГ = 083 · 033 · 6089 = 1668 Н;
SГ – SВ = 1668 – 883 = 785 Н
гдее = 033 [4 с. 242 таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
SВ SГ;Fa = 1200 Н > SГ – SВ = 785 Н
АВ = SВ = 883 Н;АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н
Рассмотрим подшипник «В».
Отношение е = 033 – осевую нагрузку не учитываем.
РВ = V × RВ × Кб × Кт = 1 × 3225 × 1 × 1 × 1 = 3225 Н
Рассмотрим подшипник «Г».
Отношение > е = 033 – осевую нагрузку учитываем
РГ = (X × V × RГ + Y × АГ) × Кб × Кт = (04 × 1 × 6089 + 18 × 2083) × 1 × 1 = 6185 Н
гдеX = 04 [2 с. 212 таблица 9.18] – коэффициент радиального нагружения;
Y = 18 [4 с. 242 таблица 138] – коэффициент осевого нагружения;
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Г».
Расчет показывает что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3 с. 133 таблица 9.4].
-суммарные радиальные реакции опор RД = 2658 Н RЕ = 6779 Н;
-частота вращения вала n = 24 мин-1 (раздел 1).
-посадочный диаметр вала dIII = 85 мм.
Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу то на вал не действуют осевые нагрузки поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3 с. 410 таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4
Таблица 4 – Характеристики подшипника
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Е».
РЕ = V × RЕ × Кб × Кт = 1 × 6779 × 1 × 1 × 1 = 6779 Н
Расчет показывает что расчетный ресурс Lh = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3 с. 133 таблица 9.4].
4Проверка шпоночных соединений
Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала I с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [sСМ] = 100 МПа [2 с. 170]
гдеd = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты
lP = l – b = 56 – 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами
l = 56 мм – общая длина шпонки
h = 8 мм – высота шпонки
t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 10 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность соединение вала II с шестерней и червячным колесом
гдеd = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса
lP = l – b = 100 – 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки
l = 100 мм – общая длина шпонки
h = 11 мм – высота шпонки
t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность соединение вала III с зубчатым колесом
гдеd = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса
lP = l – b = 160 – 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки
l = 160 мм – общая длина шпонки
h = 14 мм – высота шпонки
t1 = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпонки.
5Расчет валов на усталостную прочность
Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов принимая что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу а касательные – по отнулевому (пульсирующему).
Вал I – сечение под опорой «А» (рисунок 3)
-изгибающий момент под опорой «А» М1 = 139826 Н·мм;
-диаметр вала под опорой «А» dI = 35 мм;
Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка – закаленного токами высокой частоты) [2 с. 34 таблица 3.3] имеющую механические свойства:
-временное сопротивление на разрыв sв = 570 МПа
-предел выносливости по нормальным напряжениям
s-1 = 043 · sв = 043 · 570 = 245 МПа
-предел выносливости по касательным напряжениям
t-1 = 058 · s-1 = 058 · 245 = 142 МПа
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения – посадка с натягом)
гдеSs – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
k () = 283 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба учитывающий тип концентратора (k) диаметр вала () и шероховатость поверхности вала ();
sV – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала
= 02 [2 с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
гдеFa = 3990 Н – осевая сила на червяке (раздел 2)
St – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
k () = 327 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР – момент сопротивления кручению сечения вала
WКР = 2 W = 2 4209 = 8418 мм3
= 01 [2 с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
m = tV = 28 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 25 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 25 [2 с. 162] следовательно рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал I – сечение проходящее через полюс зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)
-изгибающий момент в середине червяка М2 = 389879 Н·мм;
-диаметр впадин червяка dМI = 56 мм.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)
k () = 105 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
W – момент сопротивления изгибу сечения вала имеющего шпоночный паз
= 02 [2 с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
k () = 107 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
WКР = 2 W = 2 172141 = 34482 мм3
m = tV = 06 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 25 [2 с. 162] следовательно рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)
-изгибающий момент под зубчатой шестерней М2 = 566297 Н·мм;
-диаметр вала под зубчатой шестерней dMII = 60 мм;
Материал вала – сталь 45 нормализованная [2 с. 34 таблица 3.3].
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор напряжения – шпоночный паз)
k () = 219 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпоночного паза;
гдеFa = 1200 Н – осевая сила на червячном колесе (раздел 2)
k () = 242 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
m = tV = 101 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3 больше допустимого коэффициент запаса [S] = 25 [2 с. 162] следовательно рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Проверять усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости так как изгибающий момент в этом сечении М1 = 267651 Н·мм М2 =
= 566297 Н·мм а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же как и для сечения в месте посадки шестерни.
Вал III – сечение под зубчатым колесом (рисунок 5)
-изгибающий момент под зубчатым колесом М2 = 1613317 Н·мм;
-диаметр вала под зубчатым колесом dМIII = 90 мм.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентратор напряжения – шпоночный паз)
k () = 24 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпоночного паза;
sm = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
k () = 268 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
m = tV = 86 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 33 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 25 [2 с. 162] следовательно рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)
-изгибающий момент под опорой «Д» М1 = 1195001 Н·мм;
-диаметр вала под опорой «Д» dI = 85 мм;
Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная [2 с. 34 таблица 3.3].
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения – посадка с натягом)
k () = 342 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
k () = 367 [2 с. 162 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
WКР = 2 W = 2 50265 = 100530 мм3
m = tV = 112 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
При выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель соединенные втулочно-пальцевой муфтой.
Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
Гузенков П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк. 1990. – 111 с.
Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение 1988 – 416 с.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк. 1991. – 432 с.
Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя Т.2. М.: Машиностроение 1978 – 784 с.

Компоновка.cdw

Колесо зубчатое.cdw

Обозначение чертежа
сопряженного зубчатого колеса
Допуск на погрешность
Допуск на колебание длины
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
*Размеры для справок.
Термообработка - нормализация до твердости не менее HB210.
Неуказанные радиусы 4 мм max.
Уклоны формовочные 3
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Сборочный.cdw

Наименование параметра
Техническая характеристика
Передаточное число первой ступени
Передаточное число второй ступени
Передаточное число редуктора
Номинальный крутящий момент
Консольная нагрузка на входном валу
Консольная нагрузка на выходном валу
*Размеры для справок.
В полость картера поз. 5 залить 15 17 л масла индустриального И-20А
Подшипниковые камеры заполнить на 23 смазкой пластикеской ЦИАТИМ-201
Вращение в опорах плавное
вибраций и заеданий.

Вал тихоходный.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
*Размеры обеспечиваются инструментом.
Неуказанные радиусы 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Картер.cdw

*Размеры для справок.
Размеры в скобках выполнить совместно с дет.
Неуказанные предельные отклонения размеров полученных литьем
классу ГОСТ 2009-55.
Неуказанные предельные отклонения размеров после механической
обработки отверстий H14
Формовочные уклоны тип
Неуказанные фаски у оснований внутренних углов 10
допускается скругление R10.
Отливку стабилизировать HRC26-32 ГОСТ 17535-72.

Спец.frw

Маслоуказатель жезловый
Шайба уплотнительная
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78