• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Привод люлечного элеватора 11 2

  • Добавлен: 02.03.2021
  • Размер: 806 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

1 – двигатель, 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 – цепная передача,

4 – цилиндрический редуктор, 5 – люлечный элеватор, 6 – ведущая звездочка, 7 – ведомая звездочка.

Исходные данные:

Тяговая сила цепи F, кН 2,0

Скорость грузовой цепи v, м/с 1,0

Шаг грузовой цепи р, мм 125

Число зубьев звездочки z 8

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи δ, % 5

Срок службы привода Lг, лет 7

Состав проекта

icon
icon вал 5.cdw
icon Колесо 5.cdw
icon Редуктор 5.cdw
icon Спецификация редуктор вертикальный 100 5.spw
icon Расчет 11-2.doc
icon Компоновка.cdw
icon Кинематическая схема 11-2 5.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon вал 5.cdw

вал  5.cdw
Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

icon Колесо 5.cdw

Колесо  5.cdw
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

icon Редуктор 5.cdw

Редуктор   5.cdw
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 5
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479-87.
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.

icon Спецификация редуктор вертикальный 100 5.spw

Спецификация редуктор вертикальный 100    5.spw
Шайба уплотнительная
Прокладка регулировочная
Шайба 6.65Г ГОСТ6402-70
Шайба 12.65Г ГОСТ6402-70
Штифт 4х16 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х20 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78

icon Расчет 11-2.doc

Техническое задание 11 вариант 2
Привод люлечного элеватора
– двигатель 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая 3 – цепная передача
– цилиндрический редуктор 5 – люлечный элеватор 6 – ведущая звездочка 7 – ведомая звездочка.
Тяговая сила цепи F кН 20
Скорость грузовой цепи v мс 10
Шаг грузовой цепи р мм 125
Число зубьев звездочки z 8
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи % 5
Срок службы привода Lг лет 7
Кинематическая схема машинного агрегата
1Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
2Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 7 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·7·082·8·1·1 = 16800 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 15 ·103 часов.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
Выбор двигателя кинематический расчет привода
1Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 20·10 = 200 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
зп = 097 – КПД закрытой зубчатой передачи
оп = 093 – КПД открытой цепной передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения
= 098·097·093·09952·099 = 0866.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 2000866 = 231 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 30 кВт.
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
2Определение передаточного числа привода и его ступеней
Частота вращения рабочего вала привода
nрм = 6·104v(zp) = 6·104·10(8·125) = 60 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5 тогда для открытой передачи
Варианты 1 и 2 отпадают так как передаточное число открытой передачи значительно превышает рекомендуемые значения. Используемый в варианте 4 двигатель с числом оборотов вала 750 имеет слишком большие габариты поэтому окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 – электродвигатель 4А112MA6.
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 955 обмин w1 = 95530 =1000 радс
n2 = n1u1 = 95550 = 191 обмин w2= 19130 = 200 радс
n3 = n2u2 = 191318 = 60 обмин w3= 6030 = 628 радс
Фактическое значение скорости тяговой цепи
v = zpn36·104 = 8·125·606·104 = 10 мс
Отклонение фактического значения от заданного
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 2310·098·0995 = 2252 Вт
P2 = P1зппк = 2252·097·0995 = 2174 Вт
P3 = P2оппс = 2174·093·099 = 2000 Вт
Т1 = P1w1 = 22521000 = 225 Н·м
Т2 = 2174200 =1087 Н·м
Т3 = 2000628 = 3185 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем согласно рекомендациям [1c.52] сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53]
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
Допускаемые контактные напряжения:
где KHL – коэффициент долговечности
где NH0 = 1·107 [1c.55]
N = 573Lh = 573·200·150·103 = 17·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H1 = 18HB+67 = 18·248+67 = 513 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
[]H = 045([]H1 +[]H2) = 045(513+414) = 417 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199 МПа.
[]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
где Ка = 430 – для косозубых передач [1c.58]
ba = 0400 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(50+1)[1087·103·10(4172·502·0400)]13 =102 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 100 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·100·50(50 +1) = 167 мм
b2 = baaw = 0400·100 = 40 мм.
m > 2·58·1087·103167·32·199 = 112 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 15 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
– угол наклона зубьев
min = arcsin(35mb2) = arcsin(35·1540) = 75º принимаем = 9º
zc = 2·100cos9°15 = 132
Число зубьев шестерни:
z1 = zc(u+1) =132(50 +1) = 22
Число зубьев колеса:
z2 = 132 – 22 = 110;
уточняем передаточное отношение:
u = z2z1 =11022 = 500
Отклонение фактического значения от номинального 0%
Действительное значение угла наклона:
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (110+22)·152cos 811° = 100 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1cos = 15·220990 = 3333 мм
d2 = 15·1100990 = 16667 мм
da1 = d1+2m = 3333+2·15 = 3633 мм
da2 = 16667+2·15 = 16967 мм
df1 = d1 – 25m = 3333 – 25·15 = 2958 мм
df2 = 16667 – 25·15 = 16292 мм
b2 = ybaaw = 040·100 = 40 мм
b1 = b2 + 5 = 40+5 = 45 мм
v = 2d22000 = 200·166672000 = 167 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
Ft = 2T2d2 = 2·1087·10316667 =1304 H
Fr = Fttgacos =1304tg20º0990 = 480 H
Fa = Fttgb =1304tg 811° = 186 Н.
Расчетное контактное напряжение
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61]
КНα = 109 – для косозубых колес
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 102 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 376[1304(500+1)109·10·102(16667·40)]12 = 429 МПа.
Перегрузка (429 – 417)100417 = 26% допустимо 5%.
Расчетные напряжения изгиба
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – 140 = 1 – 811140 = 0942
KFα = 191 – для косозубых колес
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 104 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 22 zv1 = z1(cos)3 = 2209903 = 227 YF1 = 396
при z2 =110 zv2 = z2(cos)3 =11009903 = 1134 YF2 = 360.
F2 = 360·0942·1304·10·10·10415·40 = 767 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 = 767·396360 = 843 МПа []F1.
Так как расчетные напряжения H 105[H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Расчет открытой цепной передачи
где [p] = 30 МПа – допускаемое давление в шарнирах.
Кэ – коэффициент эксплуатации
где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки
Кс = 15 – смазка периодическая
Кq = 10 – положение передачи горизонтальное
Крег = 125 – нерегулируемая передача
Кр = 1 – работа в одну смену.
z1 – число зубьев малой звездочки
z1 = 29 – 2u = 29 – 2×318 = 226
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 23
р = 28(1087×103×18823×30)13 = 187 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 1905 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 318 кН;
- масса одного метра цепи q = 19 кгм;
- диаметр валика d1 = 594 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 1270 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 303 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 23×318 = 731
Фактическое передаточное число
u2 = z2z1 = 7323 = 317
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Δu = (318– 317)100318= 03% допустимо 5%
Межосевое расстояние
ар = 025Lp-05zc+[(Lp-05zc)2 – 8D2]05
где Lp – число звеньев цепи
zc – суммарное число зубьев
zc =z1+z2 = 23+73 = 96
D = (z2 – z1)2p = (73 – 23)2p = 796.
Lp = 2ap+05zc+D2ap = 2×40+05×96 + 796240 = 1296
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно)
ар = 025130 – 05×96+[(130 – 05×96)2 – 8×7962]05 = 401
a = app = 401×1905 = 764 мм.
l = Lpp = 130·1905= 2476 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд1 = 1905[sin(18023)] = 140 мм
dд2 = 1905[sin(18073)] = 442 мм.
где К = 07 – коэффициент высоты зуба
l – геометрическая характеристика зацепления
Кz – коэффициент числа зубьев
l = рd1 = 1905594 = 321
Кz1 = ctg180z1 = ctg18023 = 727
Кz2 = ctg180z2 = ctg18073= 2322
De1 = 1905(07+727 – 031321) = 150 мм
De2 = 1905(07+2322 – 031321) = 454 мм.
Df = dд – (d1 – 0175dд05)
Df1= 140 – (594 – 0175×14005) = 136 мм
Df2= 442 – (594 – 0175×44205) = 438 мм
b = 093b3 – 015 = 093×1270 – 015 = 1166 мм
С = b+2r4 = 1166+2×16 = 1486 мм
где r4 = 16 мм при шаге 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15×103p = 15×1031905 = 787 обмин
Условие n = 195 [n] = 787 обмин выполняется.
U = 4z1n260Lp = 4×23×19560×130 = 23
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508p = 5081905 = 27
Условие U [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn260×103 = 23×1905×19560×103 = 142 мс
Ft = Р2v = 2174142 =1527 H
Давление в шарнирах цепи
где А = 1058 мм2 – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи [2 c.147]
р =1527×1881058 = 271 МПа.
Условие р [p] = 303 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
где Fv – центробежная сила
F0 – натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2 = 19×1422 = 4 H
F0 = 98kfqa = 98×6×19×0764 = 85 H
где kf = 6 – для горизонтальной передачи.
s = 31800(1×1527+ 4+85) = 196 > [s] = 80 [1c.94].
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 115×1527+2×85 = 1926 H.
где kв = 115 – коэффициент нагрузки вала.
Так как условия р [p] и s > [s] выполняются то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·22512 = 474 Н
Консольная силы действующие на тихоходный вал
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
Разработка чертежа общего вида редуктора.
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (225·10310)13 = 22 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)28 = 2234 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)25 = 2538 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 25+2×22 = 294 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 30 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 15d2 =15×30 = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (1087·10320)13 = 30 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
d2 = d1+2t = 30+2×22 = 344 мм
принимаем d2 = 35 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 » 125d2 =125×35 = 44 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 35+32×25 = 430 мм
принимаем d3 = 45 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №206 для быстроходного вала и средней серии №307 для тихоходного вала.
Расчетная схема валов редуктора
Схема нагружения быстроходного вала
Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 45Ft – 90BX + 107Fм = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = (451304 + 107474)90 =1216 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX + FМ – Ft =1216 + 474 –1304 = 386 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 1216·45 = 547 Н·м
MX2 = 474·107 = 507 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 45Fr – 90BY – Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (480·45 –186·33332)90 = 206 H
AY = Fr – BY = 480 – 206 = 274 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 274·45 = 123 Н·м
MY = 206·45 = 93 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (3862 + 2742)05 = 473 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (12162 + 2062)05 =1233 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 48Ft – 96DX + 170Fв = 0
DX = (1216·48 + 1926·170)96 = 4019 H
CX = DX – Ft – Fв = 4019 –1216 – 1926 = 877 H
MX1 = 877·48 = 421 Н·м
MX2 =1926·74 =1425 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 48Fr1+Fa2d22 – 96DY = 0
DY = (480·48 +186·166672)96 = 401 H
CY = Fr – DY = 480 – 401 = 79 H
MX2 = 401·48 = 193 Н·м
C = (8772 + 792)05 = 881 H
D = (40192 + 4012)05 = 4039 H
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaB =1861233 = 015 e следовательно Х=10; Y= 0
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr = В – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =13– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Р = (10·1·1233+0)11·3 = 1603 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 1603(573·100·15000106)13 =15240 Н C = 195 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(195×103 1603)360×955 = 31416 часов
больше ресурса работы привода равного 15000 часов.
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение FaB =1864039= 005 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·4039+ 0)13·1 = 5251 Н
Стр = 5251(573·200·15000·106)13 = 29195 C = 332 кН
= 106(332×103 5251)360×195 = 21602 часов
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·45 = 70 мм.
S = 22m+005b2 = 22×2+005·40 = 6 мм
С = 025b = 025·40 =10 мм
2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Фаска зубьев: n = 05m = 0520 = 10 мм
принимаем n = 10 мм.
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7r6.
4Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 03 05 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0025ат + 3 = 0025·100 + 1 = 35 мм принимаем d = 8 мм
b = 15d = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235d = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·100 + 12 = 156 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·20 = 15 мм
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
6Конструирование элементов открытых передач
Делительный диаметр звездочки dд1 = 140 мм
Ширина зуба b = 1166 мм
Толщина диска С = 1486 мм
Dc = pctg(180z) – 15h = 1905ctg(18023) – 15182 = 111 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 30 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 155d = 15530 = 46 мм
Длина ступицы lст = (08 15)d = (08 15)30 = 24 45 мм
принимаем lст = 50 мм.
Делительный диаметр звездочки dд1 = 442 мм
Dc = pctg(180z) – 15h = 1905ctg(18073) – 15182 = 415 мм
Диаметр вала под звездочкой
= (16·3185·10320)13 = 43 мм
Диаметр ступицы внутренний d = 45 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 155d = 15545 = 70 мм
принимаем dст = 70 мм
Длина ступицы lст = (08 15)d = (08 15)70 = 56 105 мм
принимаем lст = 60 мм.
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 25·225 = 56 Н·м [T]
k = 25 – коэффициент режима нагрузки для элеватора
Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)2252 » 15 л
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.
Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 50 МПа.
см = 2·225·10325(7-40)(32-8) = 250 МПа
Шпонка под колесом 14×9×32. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1087·10345(9-55)(32-14) = 767 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1087·10330(8-50)(40-10) = 805 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05DY = 05401 =201 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 15 – постоянная нагрузка коэффициент основной нагрузки х=03 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности в = 500 МПа предел текучести т = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]201 = 271 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 1327184 = 4 МПа [] = 75 МПа
3Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе s-1 » 043×sВ = 043×780 = 335 МПа;
-при кручении t-1 » 058×s-1 = 058×335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 30332 = 265·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·265·103 = 530·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 507·103265·103 = 191 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T12Wp = 225·1032·530·103 = 21 МПа
ke = 33; ktet = 06 ke + 04 = 06·33 + 04 = 24
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kve) = 33533·191 = 53
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(240·24 + 01·24) = 325
Общий коэффициент запаса прочности
s = sst(s2 + st2)05 = 53·325(532 + 3252)05 = 52 > [s] = 25
Рассмотрим сечение проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
W = d332 = 35332 = 421·103 мм3
Wp = 2W = 2·421·103 =842 мм
v = MиW =1425·103421·103 = 338 МПа
tv = tm = T22Wp =1087·1032·842·103 = 65 МПа
ke = 35; ktet = 06 ke + 04 = 06·35 + 04 = 25
s = -1(kve) = 33535·338 = 28
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(250·65 + 01·65) =115
s = sst(s2 + st2)05 =115·28(282 +1152)05 = 27 > [s] = 25
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 230150300 = 104106 мм3
L = 230 мм – длина редуктора;
В = 150 мм – ширина редуктора;
Н = 300 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 0457300104110610-9 = 34 кг
где φ = 045 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 341087 = 031
При γ > 02 технический уровень редуктора считается низким а редуктор морально устаревшим.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Альбом деталей машин.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.
Расчет и проектирование цепной передачи открытого типа
Проектный расчет валов редуктора.
Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников

icon Компоновка.cdw

Компоновка.cdw

icon Кинематическая схема 11-2 5.cdw

Кинематическая схема 11-2  5.cdw
Скорость тяговой цепи v
Цилиндрический редуктор
Число зубьев звездочки z
Допускаемое отклонение скорос-
Срок службы привода L
Кинематическая схема

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 21 час 16 минут
up Наверх