• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Спроектировать червячный двухступенчатый редуктор

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 466 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Спроектировать червячный двухступенчатый редуктор

Состав проекта

icon
icon
icon Редуктор.cdw
icon Спецификация Сборочный Ч Редуктор.spw
icon Вал червяк _ КП.09262.02.000.cdw
icon Колесо червячное _ КП.09262.03.000.cdw
icon Редуктор.cdw.bak
icon ДМ РПЗ.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Редуктор.cdw

Редуктор.cdw
Техническая характеристика
Частота вращения входного вала
Скорость вращения выходного вала
Технические требования

icon Спецификация Сборочный Ч Редуктор.spw

Спецификация Сборочный Ч Редуктор.spw
Расчётно-пояснительная
Маслоуказатель круглый
Винт М6х20 ГОСТ 1491-72
Крышки 1.1 ГОСТ 18512-73
Манжеты 1.1 ГОСТ 8752-79
Шпонки СТ СЭВ 189-75

icon Вал червяк _ КП.09262.02.000.cdw

Вал червяк _ КП.09262.02.000.cdw

icon Колесо червячное _ КП.09262.03.000.cdw

Колесо червячное _ КП.09262.03.000.cdw

icon ДМ РПЗ.docx

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода 6
Определение кинематических параметров 7
1 Определение общего расчётного передаточного числа 7
2 Определение угловых скоростей валов 8
3 Определение крутящего момента валов 8
Расчёт быстроходной червячной передачи 10
Расчёт тихоходной червячной передачи 16
1 Выбор материала валов 21
2 Определение диаметра валов 21
Выбор типа подшипников 24
Расчёт реакций опор в подшипниках 25
1 Консольные силы 25
2 Быстроходный вал 25
3 Промежуточный вал 27
Определение осевых нагрузок в подшипниках 32
Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности 34
Определение параметров шпонок 36
Расчёт валов на прочность 37
Червячной передачей называется механизм служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача смотри рис.1 состоит из червяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко.
Рисунок 1 – Червячная передача
Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.
Обычно ведущее звено червячной передачи — червяк но существуют механизмы в которых ведущим звеном является червячное колесо.
Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче до U = 300 и более; высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.
Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение повышенный износ склонность к заеданию нагрев передачи и сравнительно низкий КПД от = 05 до 095; необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач обычно до 60 кВт.
Червячные передачи находят широкое применение например в металлорежущих станках подъемно-транспортном оборудовании транспортных машинах а также в приборостроении. Кинематическая схема передачи представлена на рисунке 2.
Рисунок 2 – Кинематическая схема привода ленточного конвейера
Таблица 1 – Перечень элементов кинематической схемы.
Муфта соединительная
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА
Определение к.п.д. привода общ [1]
общ=м*черв1* черв2* м*3подш (1)
гдем – к.п.д. муфты м=098 [1];
черв1 – к.п.д. червячной передачи первой ступени черв1 = 075 [1];
черв2 – к.п.д. червячной передачи второй ступени черв2 = 08 [1];
подш – к.п.д. подшипников подш = 099 [1].
общ= 098*075*08*098*0993 = 0565
Определение требуемой мощности двигателя Рэд.расч кВт [1]
Рэд.расч. = Р2общ (2)
гдеР2 – мощность на ведомом валу кВт.
Рэд.расч = 40565 = 708 кВт
Выбираем электродвигатель по условию [1]
гдеРэд – табличное значение мощности двителя кВт.
По рассчитанной мощности из стандартного ряда двигателей [1] выбираем электродвигатель 4А160S8730 параметры которого приведены в таблице 2.
Таблица 2 – Техническая характеристика электродвигателя 4А160S8730.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
1 Определение общего расчетного передаточного числа
Определим общее расчётное передаточное число Uобщ.расч [1]
Uобщ.расч = n1n3 (4)
где:n1 – частота вращения вала двигателя мин-1;
n3 – частота вращения ведомого вала мин-1.
Uобщ.расч = 75012 = 625
Определим передаточное число червячной передачи Uобщ.расч [1]
Uобщ.расч = Uм*Uчерв1*Uчерв2*Uм (5)
где:Uм – передаточное число муфты Uм=1 [1];
Uчерв1 – передаточное число первой ступени;
Uчерв2 – передаточное число второй ступени.
Uчерв1= Uобщ.расч 95 (7)
По [2] принимаем стандартные значения для передаточных чисел
Быстроходная передача
Рассчитаем общее действительное передаточное число Uобщ [1]
Uобщ = Uм*Uчерв1*Uчерв2*Uм
Uобщ = 1*63*10*1= 63
Рассчитаем отклонение передаточного числа ΔU % [1]
ΔU = [(Uобщ - Uобщ.расч) Uобщ]*100% (8)
ΔU = [(63-625)63]*100% = 08%
При условии ΔU 5% [1] отклонение составляет ΔU = 08% условие выполняется.
2 Определение угловых скоростей валов
Определим угловые скорости. Угловая скорость вала двигателя 1 радс [1]
= 314*75030 = 785 радс
Угловая скорость промежуточного вала 2 радс [1]
где:n2 – частота вращения промежуточного вала мин-1.
Частота вращения промежуточного вала n2 мин-1 [1]
n2 = 750 63 = 11904 мин-1
= 314*1190430 = 125 радс
Угловая скорость тихоходного вала 3 радс [1]
где:n3 – расчетная частота вращения тихоходного вала мин-1.
Расчётная частота вращения тихоходного вала nрасч3 мин-1 [1]
nрасч3 = n2 Uчерв2 (13)
nрасч3 = 1190410 = 119 мин-1
= 314*11930 = 125 радс
Рассчитаем отклонение заданной частоты вращения тихоходного вала от расчётной Δn3 мин-1 [1]
Δn3 = [(n3 - nрасч3) n3]*100% (14)
Δn3 = [(12 – 119) 12]*100% = 083%
При условии Δn3 5% [1] отклонение составляет Δn3 = 08% условие выполняется.
3 Определение крутящего момента валов
Определим крутящие момент. Крутящий момент вала двигателя Тдв Нм [1]
Тдв = 75*103785 = 955 Нм
Крутящий момент промежуточного вала Т2 Нм [1]
Т2 = Тдв* Uчерв1* черв1* подш (16)
Т2 = 955*63*075*099 = 4467 Нм
Крутящий момент тихоходного вала Т3 Нм [1]
Т3 = Т2* Uчерв2* черв2* подш (17)
Т3 = 4467*10*08*099 = 35378 Нм
Полученные значения приведены в таблице 3.
Таблица 3 – Значения кинематических параметров передачи.
Частота вращения n мин-1
Угловая скорость радс
Крутящий момент Т Нм
РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбираем материал червяка. Согласно рекомендациям [1] выбираем Сталь 40Х со следующими параметрами приведёнными в таблице 4.
Таблица 4 – Основные параметры Стали 40Х.
Выбираем материал червячного колеса. Для определения группы материалов необходимо произвести расчет скорости скольжения [1].
Определяем скорость скольжения vs мс [1]
vs = 43*2*U*103 (18)
vs = 43*125*63*103=2588 мс
По полученной скорости скольжения выбираем вторую группу материалов и выбираем материал Бр.АЖ9-4 со следующими параметрами приведёнными в таблице 5.
Таблица 5 – Основные параметры материала Бр.АЖ9-4.
Наименование материала
Механические характеристики Нмм2
Определяем допускаемое контактное напряжение []H Нмм2 [1]
[]H = []H0 - 25vs (20)
где:[]H0 – допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений Нмм2 []H0=250 Нмм2 [1].
[]H = 250 – 25*2588= 1853 Нмм2
Определяем допускаемое напряжение изгиба []F Нмм2 [1]
гдеKFL – коэффициент долговечности;
[]F0 – исходное допускаемое напряжение изгиба Нмм2.
Определим коэффициент долговечности KFL [1]
гдеN – общее число циклов перемены напряжений.
Определим общее число циклов перемены напряжений N [1]
гдеLh – срок службы привода ч Lh=15000 ч.
N = 573 *125*15000 = 107*107
Определим исходное допускаемое напряжение изгиба []F0 Нмм2 [1]
[]F0 = 025*Т+008*В (24)
[]F0 = 025*200+008*500=90 Нмм2
Подставляя полученные значения получим
[]F = 059*90 = 531 Нмм2
4 Межосевое расстояние
Определяем межосевое расстояние передачи aw мм [1]
Округляем в большую сторону до стандартного значения [1] aw=160 мм.
Определяем число витков червяка. Используя рекомендации [1] принимаем число витков червяка z1=4.
Определяем число зубьев колеса z2 [1]
z2= 4*63 = 252 зубьев
Поскольку число зубьев должно быть целым округляем полученное значение в ближайшую сторону z2=25 зубьев.
Определяем значение модуля передачи m мм [1]
m = (15 17)*awz2 (27)
m = (15 17)*16025 = 96 1088 мм
Из поучившегося интервала значений выбираем стандартное значение модуля [1] m=10 мм.
Определяем относительный диаметр червяка q [1]
Учитывая значение модуля принимаем стандартное значение относительного диаметра [1] q = 8.
Определяем коэффициент смещения х [1]
x = (awm) – 05(z2+q) (29)
x = (16010) – 05(25+8) = -05
При условии x > 1 [1] коэффициент смещения составляет x = 05 условие выполняется.
Определяем фактическое передаточное число Uф [1]
Определяем отклонение передаточного числа от заданного ΔU % [1]
ΔU = [(Uф - U) U]*100% (31)
ΔU = [(625 – 63) 63]*100% = 08 %
При условии ΔU ≤ 4% [1] отклонение составляет ΔU = 08% условие выполняется.
Определяем диаметр делительный червяка d1 мм [1]
Определяем диаметр вершин витков da1 мм [1]
da1 = 80+2*10 = 100мм
Определяем диаметр впадин df1 мм [1]
df1 = 80 – 24*10 = 56 мм
Определяем длину нарезанной части червяка b1 мм при z1 = 4 мм [1]
Из стандартного ряда принимаем значение длины нарезанной части червяка равным b1 = 125 мм [1].
Определяем диаметр делительной окружности колеса d2 мм [1]
Определяем диаметр окружности вершин зубьев da2 мм [1]
da2 = d2+2(1+x)m (37)
da2 = 250+2(1+(-05))*10 = 260 мм
Определяем диаметр колеса наибольший daM2 мм [1]
daM2 = da2+6m(z1+2) (38)
daM2 = 260+6*10(4+2) = 270 мм
Определяем диаметр впадин df2 мм [1]
df2 = d2 – 2m(12 – x) (39)
df2 = 250 – 2*10(12 – (-05)) = 216 мм
Определяем ширину венца b2 мм при z1=4 мм [1]
b2 = 067*100 = 67 мм
Определяем скорость скольжения в зацеплении vs` мс [1]
гдеv1 – окружная скорость на червяке мс;
γ – угол подъёма линии витка градус γ = 26560 [1].
Определяем окружную скорость на червяке v1 мс [1]
v1 = 05*785*80 = 314 мс
vs` = 314cos2656 = 351 мс
Определяем расчётное напряжение H Нмм2 [1]
H =( 48*105*)d2 ≤ []H (43)
гдеК – коэффициент нагрузки К = 13 [1].
Н = (48*105*250= 16358 Нмм2
При условии []H = 250 Нмм2 расчётное напряжение составляет Н = 16358 следовательно Н []H условие выполняется.
Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке Ft2 Н [1]
Ft2 = Fa1 = 2T2d2 (44)
Ft2 = Fa1 = 2*4467250*10-3 = 3750 Н
Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе Ft1 Н [1]
Ft1 = Fa2 = Ft2*z1qчерв1 (45)
Ft1 = Fa2 = 3570 *4(8*075) = 2380 Н
Радиальная сила Fr Н [1]
где:α – стандартный угол наклона градус α = 200 [1].
Fr = 3570*tg20o = 1299 Н
Расчётное напряжение изгиба F Нмм2 [1]
F = 07*YF*K*Ft2(mb2) ≤ []F (47)
гдеYF – коэффициент формы зуба YF = 164 [1].
F = 07*164*13*2380(10*67) =408 Нмм2
При условии []F = 531 Нмм2 расчётное напряжение составляет F = 408 следовательно F []F условие выполняется.
Червячный редуктор в связи с невысоким к.п.д. и большим выделением теплоты проверяют а нагрев [1].
Определяем температуру нагрева масла без искусственного охлаждения tраб 0С [1]
tраб = (1 - черв1) P1(KТ*А) +20 ≤ [tраб] (48)
гдеКТ – коэффициент теплоотдачи KТ = 20 [1];
А – поверхность охлаждения корпуса м2 А = 1м2 [1];
[tраб] – максимально допустимая температура нагрева масла 0С [tраб] = 950С [1].
tраб = (1-075)*75*103(20*1)+20= 113750С
Рекомендуется охлаждение – вентилятор с угловой скоростью вращения в = 300 радс [1].
Определяем температуру нагрева масла с применением искусственного охлаждения tраб 0С [1]
tраб = (1 - черв1) P1[(07* KТ+03*KТВ)А]+20≤ [tраб] (49)
гдеКТВ – коэффициент при обдуве вентилятором КТВ = 40 [1].
tраб = (1-075)*75*103[(07*20+03*40)*1]+20 = 920С
При условии tраб ≤ [tраб] [1] tраб = 920С следовательно условие выполняется.
РАСЧЁТ ТИХОХОДНОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Согласно рекомендациям [1] выбираем Сталь 40Х со следующими параметрами приведёнными в таблице 6.
Таблица 6 – Основные параметры стали марки Сталь 40Х.
vs = 43*3*U*103 (50)
vs = 43*125*10*103=082 мс
По полученной скорости скольжения выбираем вторую группу материалов и выбираем материал ЛАЖМц66-6-3-2 со следующими параметрами приведёнными в таблице 7.
Таблица 7 – Основные параметры материала ЛАЖМц66-6-3-2.
Определяем допускаемое контактное напряжение Нмм2 [1]
[]H = []H0 - 25vs (51)
где[]H0 – допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений []H0=250 Нмм2 [1].
[]H = 250 – 25*082= 2295 Нмм2
Определяем допускаемое напряжение изгиба Нмм2 [1]
Определим коэффициент долговечности [1]
Определим исходное допускаемое напряжение изгиба Нмм2 [1]
[]F0 = 025*Т+008*В (55)
[]F0 = 025*240+008*700=116 Нмм2
[]F = 077*116 = 8932 Нмм2
Округляем в большую сторону до стандартного значения [1] aw=250 мм.
Определяем число зубьев колеса [1]
z2= 4*10 = 40 зубьев
m = (15 17)*awz2 (58)
m = (15 17)*25040 = 937 1062 мм
Определяем относительный диаметр червяка q мм [1]
x = (awm) – 05(z2+q) (60)
x = (25010) – 05(40+10) = 0
При условии x > 1 [1] коэффициент смещения составляет x = 0 условие выполняется.
ΔU = [(Uф - U) U]*100% (62)
ΔU = [(10 – 10) 10]*100% = 0 %
При условии ΔU ≤ 4% [1] отклонение составляет ΔU = 0 % условие выполняется.
da1 = 100+2*10 = 120мм
df1 = 100 – 24*10 = 76 мм
Определяем длину нарезанной части b1 мм червяка при z1 = 4 мм [1]
Из стандартного ряда принимаем значение длины нарезанной части червяка равным b1 = 170 мм [1].
da2 = d2+2(1+x)m (68)
da2 = 400+2(1+0)*10 = 420 мм
daM2 = da2+6m(z1+2) (69)
daM2 = 420+6*10(4+2) = 430 мм
df2 = d2 – 2m(12 – x) (70)
df2 = 400 – 2*10(12 – 0) = 376 мм
b2 = 067*120 = 80 мм
γ – угол подъёма линии витка γ = 26560. [1].
v1 = 05*125*100 = 0625 мс
vs` = 0625cos2656 = 067 мс
H =( 48*105*)d2 ≤ []H (74)
гдеК – коэффициент нагрузки К = 1 [1].
Н = (48*105*400= 2257 Нмм2
При условии []H = 2295 Нмм2 расчётное напряжение составляет Н = 2257 следовательно Н []H условие выполняется.
Окружная сила на колесе Ft2 Н равна осевой силе на червяке Fa1 Н [1]
Ft2 = Fa1 = 2T3d2 (75)
Ft2 = Fa1 = 2*35378400*10-3 = 17689 Н
Окружная сила на червяке Ft1 Н равна осевой силе на колесе Fa2 Н [1]
Ft1 = Fa2 = Ft2*z1qчерв2 (76)
Ft1 = Fa2 = 17689 *4(10*08) = 88445 Н
гдеα – стандартный угол наклона 200 [1].
Fr = 17689*tg20o = 64388 Н
F = 07*YF*K*Ft2(mb2) ≤ []F (78)
гдеYF – коэффициент формы зуба YF = 145 [1].
F = 07*145*1*17689(10*80) = 2244 Нмм2
При условии []F = 8932 Нмм2 расчётное напряжение составляет F = 2244 следовательно F []F условие выполняется.
tраб = (1 - черв1) P2(KТ*А) +20 ≤ [tраб] (79)
А – поверхность охлаждения корпуса м2 А = 12 м2 [1];
tраб = (1-08)*4*103(20*12)+20= 5330С
При условии tраб ≤ [tраб] [1] tраб = 5330С следовательно условие выполняется.
1 Выбор материала для валов
Согласно рекомендациям [1] выбираем Сталь 45 со следующими параметрами приведёнными в таблице 8.
Таблица 8 – Основные параметры материала Сталь 45.
Диаметр заготовки мм не более
Твёрдость НВ не ниже
2 Определение диаметров валов
2.1 Быстроходный вал
Определяем диаметр входного конца вала под муфту d1 мм [1]
где[] – допускаемое напряжение на кручение Нмм2 [] = 10 Нмм2 [1].
Поскольку вал двигателя равен dдв = 48 мм то диаметр входного вала должен находится в следующем диапазоне [1]
d1 = (08 12)dдв (81)
d1 = (08 12)*48 = 38 576 мм
Принимаем для диаметра входного конца вала ближайшее значение d1=38мм.
Определяем диаметр под подшипник dп мм [1]
гдеt – высота буртика от входного конца вала к валу под подшипник мм t = 25 [1].
dп = 38+2*25 = 43 мм
Т.к. диаметр под подшипник должен быть кратен пяти [1] принимаем значение диаметра равным dп = 45 мм.
Определяем диаметр под червяк dч мм [1]
гдеr - высота буртика от вала под подшипник к валу под червяк мм r = 25 [1].
dч = 45+32*25 = 53 мм
Длины участков валов выбираем конструктивно [1].
2.2 Промежуточный вал
Определяем диаметр под зубчатое колесо d2 мм [1]
где[] – допускаемое напряжение на кручение Нмм2 [] = 15 Нмм2 [1].
гдеf - высота буртика от вала под зубчатое колесо к валу под червяк мм f =2 [1].
гдеr - высота буртика от вала под подшипник к валу под червячное колесо мм r=3 [1].
dп = 53 – 32*3 = 434 мм
Определяем диаметр под зубчатое колесо d3 мм [1]
где[] – допускаемое напряжение на кручение Нмм2 [] = 20 [1].
Определяем диаметр под упор зубчатого колеса dу мм [1]
гдеf - высота буртика от вала под зубчатое колесо к валу под упор зубчатого колеса мм f = 25 [1].
dу = 95+3*25 = 1025 мм
гдеr - высота буртика от вала под подшипник к валу под червячное колесо мм r=35 [1].
dп = 95 – 32*35 = 838 мм
Т.к. диаметр под подшипник должен быть кратен пяти [1] принимаем значение диаметра равным dп = 85 мм.
Определяем диаметр выходного конца вала под муфту dm мм [1]
гдеt – высота буртика от выходного конца вала к валу под подшипник мм t =35 [1].
dm = 85 – 2*35 = 78 мм
ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКОВ
По рекомендации [2] выбираем конические роликоподшипники 7309 со следующими параметрами приведёнными в таблице 9.
Таблица 9 – Основные параметры конических роликоподшипников 7309.
Грузоподъёмность динамическая
По рекомендации [2] выбираем конические роликоподшипники 7317 со следующими параметрами приведёнными в таблице 10.
Таблица 10 - Основные параметры конических роликоподшипников 7317.
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ ОПОР В ПОДШИПНИКАХ
Определяем консольную силу на быстроходном валу FM1 Н [2]
Вертикальная плоскость.
Определяем опорные реакции Ray Rby Н [2]
ΣMB=0; Raylb–Fa1d12+Fr1lb2 = 0 (92)
где Ray – реакция опоры в точке А Н;
lb – расстояние между опорами м lb = 032.
Ray = (Fa1d12-Fr1lb2)lb (93)
Ray = (3507*012-1299*0322)032 = -916 Н
ΣMА=0; -Fr1lb2-Fa1d12+ Rbylb = 0 (94)
гдеRby – реакция опоры в точке В Н.
Rby = (Fa1d12+Fr1lb2)lb (95)
Rby = (3570*012-1299*0322)032 = 12074 Н
Проводим проверку полученных значений [2]
ΣFy=0; - Ray- Fr1+ Rby=0 (96)
-(-916)-1299+12074=0
Определяем изгибающий момент MCy Нм [2]
MCy= -916*0322= -146 Нм
Горизонтальная плоскость.
Определяем опорные реакции Rax Rbx Н [2]
ΣMB=0; Raxlb– FM1lM +Ft1lb2 = 0 (98)
Rax - реакция опоры в точке А Н.
Rax = (FM1lM1+Ft1lb2)lb (99)
Rax = (977*0095+2380*0322)032 = 1480 Н
ΣMА=0; Ft1lb2+ Rbxlb - FM1(lb+lM) = 0 (100)
Rbx = (FM1(lb+lM)-Ft1lb2)lb (101)
Rbx = (977(032+0095)-2380*0322)032 = 77 Н
ΣF Rax-Rbx-Ft1+FM = 0 (102)
Определяем изгибающие моменты MCx МВx Нм [2]
MCx= 1480*0322 = 2368 Нм
МВx= Rbxlb2 – Ft1lb2 (104)
МВx= 1480*0322 – 2380*0322 = -928 Нм
Определяем крутящий момент МК Нм [2]
МК = 2380*012 = 119 Нм
Определяем суммарные радиальные реакции.
Реакция опоры в точке А Ra Н [2]
Реакция опоры в точке В Rb Н [2]
Определяем суммарные изгибающие моменты.
Определяем изгибающий момент в точке С МС Нм [2]
Определяем изгибающий момент в точке B МB Нм [2]
ΣMA=0; -Fr2l1–Fa1*d12–Fr1*(l1+l2)-Fa2*d22+Rby*l=0 (109)
l – расстояние от точки А до точки В м l=06.
Rby = (Fr2l1+Fa1*d12+Fr1*(l1+l2)+Fa2*d22)l (110)
Rby = (64888*0235+17689*012+1299*(0235+027)+2380*0252)06 = 55842 Н
ΣМВ=0; Fr1l3- Fa2*d22+Fr2*(l2+l3)-Fa1*d12+ Rby*l=0 (111)
Rаy= (-Fr1l3+ Fa2*d22-Fr2*(l2+l3)+Fa1*d12)l (112)
Rаy= (-1299*0095+2380*0252-64388*(027+0095)+17689*012)06 = -215275 Н
ΣFy=0; -Rаy+Rby-Fr2-Fr1=0 (113)
-(-215275)+55842-64388-1299=0
Определяем изгибающие моменты Mcy MDy Нм [2]
Мсy=-215275*0235=-5059 Нм
MDy=Ray*(l1+l2)+Fr2*l2-Fa1l2 (115)
MDy=-215275(0235+027)+64388*027=6512 Нм
Определяем опорные реакции Rbx Rаx Н [2]
ΣMA=0; Ft1*l1+Rbx*l-Ft2*(l1+l2)=0 (116)
Rbx= (-Ft1*l1+Ft2*(l1+l2))l (117)
Rbx= (-88445*0235+3570(0235+027))l=-4607 Н
ΣМВ=0; Ft2*l3- Ft1*(l2+l3)+Rаx*l=0 (118)
Rаx=(-Ft2*l3+Ft1*(l2+l3))l (119)
Rаx=(-3570*0095+88445(027+0095))06 = 481514 Н
ΣF Rаx-Rbx-Ft1+Ft2=0 (120)
1514-(-4607)-88445+3570=0
Определяем изгибающие моменты МCx МDx Нм [2]
MCx=481514*0235=11315 Нм
МDx=Rax*(l1+l2)-Ft1*l2 (122)
MDx=481514(0235+027-88445*027= 436 Нм
МК =Ft1d12+Ft2d22 (133)
МК = 8844.5*0.12+3570*0.252=88845 Нм
Определяем изгибающий момент в точке D МD Нм [2]
Определяем опорные реакции Rby Rаy Н [2]
ΣМА=0; Fr2*l2-Ft2d22+Rby*(l2+l3)=0 (138)
l2l3 – расстояния между опорами м l2=l3=0165.
Rby= (-Fr2*l2+Ft2d22)(l2+l3) (139)
Rby= (-64388*0165+17689*042)(0165+0165)=75012 Н
ΣMВ=-Fr2*l3+Ft2d22+Rаy*(l2+l3)=0 (140)
Rby = (Fr2*l2+Ft2d22)(l2+l3) (141)
Rby = (64388*0165+17689*042)(0165+0165)=13940 Н
ΣFy=0; -Ray+Fr2+Rby (142)
-13940+6438.8+7501.2=0
Определяем изгибающий момент MDy Нм [2]
MDy=13940*0165=23001 Нм
ΣMA=0; FM2*l1-Fa2*l2+Rbx*(l2+l3)=0 (144)
Rbx= (-FM2*l1+Fa2*l2)(l2+l3) (145)
Rbx= (-14870*012+88445*0165)(0165+0165)=-9852 Н
ΣMB=0; FM2*l+Rax*(l2+l3)+Fa2*l3=0
Rax=(-FM2*l-Fa2*l3)(l2+l3) (146)
Rax=(-14870*045-88445*0165)(0165+0165)=-246994 Н
ΣF FM2+Rfx+Fa2-Rbx=0 (147)
870+(-246994)+88445-(-9852)=0
Определяем изгибающие моменты MAx MDx Нм [2]
MAx=14870*0.12=1784.4 Нм
MDx=FM2*(l1+l2)+Rax*l2 (149)
MDx=14870*(012+0165)+(-246994*0165)=16166 Нм
МК = 88445*042= 1769 Нм
Определяем изгибающий момент в точке А МА Нм [2]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСЕВЫХ НАГРУЗОК В ПОДШИПНИКАХ
Определим осевые составляющие RS Н [1]
гдеe` - коэффициент угла контакта;
Rr –радиальная нагрузка Н.
Определим коэффициент угла контакта e` [1]
При Rr=Ra осевая составляющая RS1 Н будет равна
RS1=024*14828=3558 Н
При Rr=Rb осевая составляющая RS2 Н будет равна
RS2=024*12098=2903 Н
Определим осевые силы Ra1 Ra2 Н [1]
Ra2 = 3558+3570=39258 Н
RS1=034*5274=17932 Н
При Rr=Rb осевая составляющая RS2 Н будет равна:
RS2=034*56032=19051 Н
Определим осевые силы Ra1 Н [1]
Ra2=Ra1+(Fa1+Fa2) (160)
Ra2 = 17932+17689+2380=218622 Н
RS1=027*283616=76573 Н
RS2=027*75656=2572 Н
Ra2=Ra1+(Fa1+Fa2) (163)
Ra2 = 2572+17689=20261 Н
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку Re Н [1]
Re=(VXRr+YRa)KбKT (164)
гдеV – коэффициент V=1 [1];
X – коэффициент X=4 [1];
Кб – коэффициент безопасности Кб=12 [1];
КТ – температурный коэффициент КТ=1 [1].
Re=(1*04*12098+209+39258)*12*1= 104265 Н
Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность Стр Н [1]
гдеL10h – требуемый ресурс ч L10h=10000 [1].
При условии Сr = 761 кН требуемая грузоподъёмность составляет Стр=653 кН условие выполняется.
Re=(VXRr+YRa)KбKT (166)
Re=(1*04*19051+145+218622)*12*1=38954 Н
При условии Сr = 761 кН требуемая грузоподъёмность составляет Стр=692 кН условие выполняется.
Re=(VXRr+YRa)KбKT (168)
Re=(1*04*76573+183+20261)*12*1=48170 Н
При условии Сr = 273 кН требуемая грузоподъёмность составляет Стр=87кН условие выполняется.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ШПОНОК
Определяем параметры шпонки для промежуточного вала длину шпонки определяю из условия смятия и прочности смmax Нмм2 [1]
смmax = 2000МD(d(h-t1)(l-b)) ≤ []см (170)
d - диаметр вала в месте установки шпонки мм [1];
h b t1 - размеры поперечного сечения шпонки мм [1];
[s]см - допустимое напряжение смятия для стальных ступиц Нмм2 [s]см=120 Нмм2 [1].
Задаёмся длиной шпонки l=70 мм.
смmax = 2000*6526(50(10-6)(70-16)) = 114 Нмм2
При условии [s]см= 120 Нмм2 напряжение смятия составляет смmax = 114 Нмм2 условие выполняется.
Определяем параметры шпонки для тихоходного вала длину шпонки определяю из условия смятия и прочности смmax Нмм2 [1]
смmax = 2000МD(d(h-t1)(l-b)) ≤ []см
Задаёмся длиной шпонки l=110 мм.
смmax = 2000*23057(95(14-9)(11-25)) = 114 Нмм2
РАСЧЁТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
Проведём расчет сечения самого нагруженного вала таким является место закрепления зубчатого колеса на тихоходном валу т.к. здесь находятся самые большие значения моментов а так же шпоночная канавка.
Определим коэффициенты концентраций напряжений (К)D [1]
(К)D= (КKd+KF-1) (171)
гдеК – эффективный коэффициент концентрации напряжений К=16 [1];
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd=071 [1];
KF – коэффициент влияния шероховатости KF = 1 [1].
(К)D= (16071+1-1) = 22
(К)D= (КKd+KF-1) (172)
гдеК - эффективный коэффициент концентрации напряжений К=14 [1].
(К)D= (14071+1-1)=12
Определим пределы выносливости вала (-1)D Нмм2 [1]
(-1)D=25022=120 Нмм2
(-1)D=15012 = 125 Нмм2
Определим напряжения в опасных сечениях а Нмм2 [1]
а = МD*103Wнетто (175)
гдеWнетто – осевой момент сопротивления.
Определим осевой момент сопротивления Wнетто [1]
Wнетто = 01*(d)3-bt1(d-t1)2(2d) (176)
Wнетто = 01*(95)3-25*9(95-9)2(2*95) = 76979
а = 23057*10376979=30 Нмм2
а = Мк103(2Wк нетто) (177)
гдеWк нетто - полярный момент сопротивления.
Определим полярный момент сопротивления Wк нетто [1]
Wк нетто = 02*(d)3-bt1(d-t1)2(2d) (178)
Wк нетто = 02*(95)3-25*9(95-9)2(2*95) = 162716
а = 1769*103(2*162716) = 50 Нмм2
Определим коэффициент запаса по нормальным напряжениям S [1]
Определим коэффициент запаса по касательным напряжениям S [1]
Определим расчетный коэффициент запаса прочности S [1]
где[S]- допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 15 9 [1].
При условии [S] = 15 9 расчетный коэффициент запаса прочности составляет S=39 условие выполняется.
В данном курсовом проекте был произведён расчёт привода ленточного конвейера. В результате этих расчётов определены следующие величины:
- мощность двигателя кВт 75
- передаточное число редуктора 63
Был произведён расчёт редуктора со следующими результатами:
- межосевое расстояние мм
- быстроходная передача 160
- тихоходная передача 250
- модуль передачи мм
- быстроходная передача 10
- тихоходная передача 10
В результате теплового расчёта было принято решение установить вентилятор с В=300 радс на быстроходную ступень.
В результате расчёта были выбраны следующие подшипники
- быстроходный вал 7309
- промежуточный вал 7309
- тихоходный вал 7317
В результате расчёта на прочность был вычислен коэффициент запаса прочности S=39.
Таким образом был спроектирован привод ленточного конвейера.
Дунаев П.Ф. Лёликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк. 1984. – 336 с. ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е перераб и дополн. – Калининград: Янтар. сказ. 2002. – 454 с.: ил. черт. – Б. ц.

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 9 часов 53 минуты
up Наверх