• RU
  • icon На проверке: 31
Меню

Привод пластинчатого двухпоточного конвейера

  • Добавлен: 03.03.2015
  • Размер: 4 MB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Привод пластинчатого двухпоточного конвейера Проектируемый машинный агрегат служит приводом пластинчатого двухпоточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту со звездочкой соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с двумя ведомыми валами. На оба вала редуктора насажены конические прямозубые шестерни открытой зубчатой передачи, которая приводит в действие рабочий вал пластинчатого конвейера. Чертежи: Колесо Вал Компоновка Редуктор

Состав проекта

icon
icon Вал 18-1.cdw
icon Вал 18-1.jpg
icon Кинематическая схема 18-1.cdw
icon Кинематическая схема 18-1.jpg
icon Колесо 18-1.cdw
icon Колесо 18-1.jpg
icon Компоновка 18-1.cdw
icon Компоновка 18-1.jpg
icon Расчет 18-1.doc
icon Расчет 18-1.docx
icon Редуктор 18-1.cdw
icon Редуктор 18-1.jpg
icon Спецификация редуктор 18-1(1).jpg
icon Спецификация редуктор 18-1(2).jpg
icon Спецификация редуктор 18-1.spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Вал 18-1.cdw

Вал 18-1.cdw
Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

icon Кинематическая схема 18-1.cdw

Кинематическая схема 18-1.cdw
Упругая муфта со звездочкой
Скорость грузовой цепи v
Цилиндрический редуктор
Коническая зубчатая передача
Число зубьев звездочки z
Звездочка грузовой цепи
Допускаемое отклонение скорос-
Срок службы привода L
Привод двухпоточного
пластинчатого конвейера
Кинематическая схема

icon Колесо 18-1.cdw

Колесо 18-1.cdw
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Радиусы скруглений 2
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

icon Компоновка 18-1.cdw

Компоновка 18-1.cdw

icon Расчет 18-1.doc

Техническое задание 18
Привод пластинчатого двухпоточного конвейера
– двигатель 2 – муфта упругая со звездочкой 3 – редуктор цилиндрический 4 – коническая зубчатая передача 5 – звездочка грузовой цепи
Тяговая сила цепи F кН 30
Скорость тяговой цепи мс 045
Шаг тяговой цепи р мм 80
Число зубьев звездочки z 7
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи % 4
Срок службы привода Lг лет 6
Кинематическая схема машинного агрегата
1Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом пластинчатого двухпоточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя вал которого через упругую муфту со звездочкой соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с двумя ведомыми валами. На оба вала редуктора насажены конические прямозубые шестерни открытой зубчатой передачи которая приводит в действие рабочий вал пластинчатого конвейера.
2Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 6 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 = 365·6·082·8·2·1 =28800 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 25 ·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 = 30·045 = 135 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
цил.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 093 – КПД открытой конической передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения.
= 098·097·09953·093·0992 = 0854.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = 2Ррм = 21350854 = 316 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 40 кВт
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 звездочки
nрм = 6·104vzp = 6·104·0457·80 = 48 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:
- для зубчатой передачи 2÷63
- для открытой конической 3÷7.
Принимаем для зубчатой передачи u1=63 тогда для открытой передачи
В вариантах 1 и 4 передаточное число открытой передачи выходит за рекомендуемые границы. Окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 так как электродвигатель с числом оборотов 750 имеет большие габариты и применять их без особой необходимости нежелательно.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112MB6 [1c.384]:
синхронная частота – 1000 обмин
рабочая частота 950 обмин.
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 950 обмин w1 = 95030 = 995 радс
n2 = n1u1 = 95063 =151 обмин w2=15130 = 158 радс
n3 = n2u2 =151314 = 48 обмин w3= 4830 = 503 радс
Фактическое значение скорости вращения рабочего вала
v = zpn36·104 = 7·80·486·104 = 0448 мс
Отклонение фактического значения от заданного
= (045 – 0448)100045 = 04 4%
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 316·098·0995 = 308 кВт
P2 = P1цил.ппк22 = 308·097·099522 = 148 кВт
P3 = P2цеп.ппс = 148·093·099 = 136 кВт
Т1 = P1w1 = 3080995 = 310 Н·м
Т2 = 1480158 = 937 Н·м
Т3 = 1360503 = 2704 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
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 = 573·158·250·103 = 226·107.
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 = 0315 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(63+1)[937·103·10(4172·632·0250)]13 = 119 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 125 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·125·63(63 +1) = 216 мм
b2 = baaw = 025·125 = 32 мм.
m > 2·58·937·103216·32·199 = 08 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
= 10° – угол наклона зубьев
zc = 2·125cos10°20 = 123
Число зубьев шестерни:
z1 = zc(u+1) = 123(63 +1) = 17
Число зубьев колеса:
z2 = zc–z1 = 123 – 17 =106;
уточняем передаточное отношение:
u = z2z1 =10617 = 624
Отклонение фактического значения от номинального
Δ = (63 – 624)10063 = 095%
Действительное значение угла наклона:
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (106+17)·202cos1026° = 125 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1cos = 20·170984 = 3455 мм
d2 = 20·1060984 = 21545 мм
da1 = d1+2m = 3455+2·20 = 3855 мм
da2 = 21545+2·20 = 21945 мм
df1 = d1 – 24m = 3455 – 25·20 = 2955 мм
df2 = 21545 – 25·20 = 21045 мм
b2 = ybaaw = 025·125 = 32 мм
b1 = b2 + (3÷5) = 32+(3÷5) = 36 мм
v = 2d22000 = 158·215452000 = 17 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
- окружная на шестерне и колесе
Ft = 2T12d1 = 2·310·10323455 = 897 H
Fr = Fttgacos = 897tg20º0984 = 332 H
Fa = Fttgb = 897tg1026° = 162 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[897(624+1)109·10·102(21545·32)]12 = 385 МПа.
Недогрузка (417 – 385)100417 = 77% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – 140 = 1 – 1026140 = 0926
KFα = 091 – для косозубых колес
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 106 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 17 zv1 = z1(cos)3 = 1709843 = 178 YF1 = 422
при z2 =106 zv2 = z2(cos)3 =10609843 = 111 YF2 = 361.
F2 = 361·0926·897·091·10·10620·32 = 453 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 = 453·422361 = 530 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 конической передачи
Выбор материалов передачи
Принимаем те же материалы что и в закрытой передаче.
Внешний делительный диаметр колеса
гдеKH = 10 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес
= 10 – коэффициент вида конических колес (колеса прямозубые)
de2 = 165×[(2704×103×10×314)(10·4172 )]13= 279 мм
Принимаем по ГОСТ 6636–69 de2 = 280 мм [1c.312]
Углы делительных конусов
d2 = 90o – d1 = 90o – 1767° = 7233o.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b
Re = de2(2sin2) = 280(2sin7233°) =147 мм
где ybR = 0285 – коэффициент ширины колеса
b = 0285×147 = 42 мм
Внешний окружной модуль
me = 14T2KF (Fde2b[]F
где F = 085 – для колес с прямыми зубьями
КF = 10 – для колес с прямыми зубьями
me = 14·2704·103·10(085·280·42·199) = 190 мм.
В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого принимаем me = 250 мм.
Число зубьев колеса и шестерни
z2 = de2me = 280250 = 112
z1 = z2u1 = 112314 = 36
Фактическое передаточное число конической передачи
u1 = z2z1 = 11236 = 311
отклонение (314 – 311)100314 = 095%
Действительные углы делительных конусов
d2 = 90o – d1 = 90o – 1782° = 7218o.
По таблице 4.6 [1c.71] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса хе1 = 027; хе2 = -027
Диаметры шестерни и колеса
de1 = mez1 = 250·36 = 900 мм
Диаметры вершин зубьев
dae1 = de1+ 2(1+xе1)mecos 1 = 900 +2(1+027)250·cos1782° = 9605 мм
dae2 = de2 + 2(1–xе2)mecos 2 = 280+2(1+027)250·cos7218° =28194 мм
Диаметры впадин зубьев
dfe1 = de1–2(12–xе1)mecos 1 = 900–2(12–027)250cos1782°= 8557 мм
dfe2 = de2 – 2(12+xе2)mecos 2 = 280–2(12–027)250cos7218° =27858 мм
Средние делительные диаметры
d1 0857de1 = 0857·900 = 7713 мм
d2 0857de2 = 0857·280 = 23996 мм
Силы действующие в зацеплении:
Ft3 = Ft4 = 2T3d2 = 2×2704×10323996 = 2254 Н
радиальная для шестерни осевая для колеса
Fr3 = Fa4 = 036Ftcos1 = 0.36·2254cos1782° = 773 H
осевая для шестерни радиальная для колеса
Fa3= Fr4 = 036Ftsin1 = 036·2254·sin1782° = 248 H
Средняя окружная скорость.
V = 2d12×103 = 158·77132×103 = 062 мс.
Принимаем 7 – ую степень точности.
где КН – коэффициент нагрузки
KH = KHαKHKHv =10×104·10 =104
KHα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KH = 10–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]
KHv = 104 – динамический коэффициент [1c62]
Н = 4702254×104[(3112+1)]12(10·42×280)12 = 379 МПа
Недогрузка (417 – 379)100417= 90 %
Допускаемая недогрузка 10%
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(Fbme)
где YF – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа зубьев
zv1 = 36cos1782° = 378 YF1 = 354
zv2 = 112cos7218° = 366 YF2 = 363
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
KFα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KF = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КFv = 107 – коэффициент динамичности [1c62]
F2 = 363·10·2254·10·10·107(10·42·250) = 83 МПа []F2
F1 = 83·354363 = 81 МПа []F1
Так как расчетные напряжения 09[]H 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.
Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·31012 = 557 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 = (16·310·10310)13 = 25 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)32 = 2638 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)30 = 3045 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 30+2×22 = 344 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 15d2 =15×35 = 52 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (16·937·10310)13 = 37 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм;
d2 = d1+2t = 40+2×28 = 456 мм
где t = 28 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 45 мм.
Длина вала под уплотнением:
l2 » 125d2 =125×45 = 56 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 45+32×25 = 530 мм
принимаем d3 = 55 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №309 для тихоходного вала.
Расчетная схема валов редуктора и проверочный расчет подшипников
Схема нагружения быстроходного вала
Силы Ft и Fr в двухпоточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются
Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 98BX – 185Fм = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = (185·557)98 =1051 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX – FM =1051– 557 = 494 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 494·49 = 242 Н·м
MX2 = 557·87 = 484 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 98BY + Fa1d12 + Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
AY =BY = (2162·34552)98 = 57 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (4942 + 572)05 = 497 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (10512 + 572)05 = 1053 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 65Ft3 – 53Ft2 –106DX = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в горизонтальной плоскости
DX = (65·2254 – 53·897)106 = 934 H
Реакция опоры C в горизонтальной плоскости
CX = DX + Ft3+Ft2 = 934 +2254+ 897 = 4085 H
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
MX1 =2254·65 = 1465 Н·м
MX2 = 934·53 = 495 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 65Fr3 – 53Fr2 –106DY – Fa3d32 + Fa2d22 = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в вертикальной плоскости
DY = (65·773 – 53·332 – 248·77132 + 162·215452)106 = 382 H
Реакция опоры C в вертикальной плоскости
CY = 773 + 332 + 382 = 1487 H
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
MY1 = 773·65 = 502 Н·м
MY2 = 773·118 – 1487·53 – 248·77132 = 28 Н·м
MY3 = 382·53 = 202 Н·м
MY4 = 382·171 + 332·118 – 1487·65 – 162·215452 = -96 Н·м
C = (40852 +14872)05 = 4347 H
D = (9342 + 3822)05 = 1009 H
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =13– коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaВ = 1621053 = 015 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·1053 + 0)13·1 = 1369 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 1369(573·995·25000106)13 =15406 Н C = 255 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(255×103 1369)360×950 =113380 часов
больше ресурса работы привода равного 25000 часов.
Суммарная осевая нагрузка
Fa = Fa3 – Fa2 = 248 – 162 = 86 H
Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.
Отношение FaC = 864347= 0020 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·4347+ 0)13·1 = 5651 Н
Стр = 5651(573·158·25000·106)13 = 34439 Н > C = 527 кН
= 106(527×103 5651)360×151 = 89522 часов
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·55 = 85 мм.
lст > b = 32 мм принимаем lст = 50 мм.
S = 22m+005b2 = 22×2+005·32 =60 мм
С = 025b = 025·32 = 8 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 смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами. Выбранные радиальные шарикоподшипники изготавливаются с малыми зазорами и не требуют дополнительной регулировки. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатого зацепления и излишнего полива маслом подшипниковые узлы быстроходного вала закрывают с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в 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 = 0025·125 + 1 = 41 мм принимаем d = 8 мм
b = 15d = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235d = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·125 + 12 = 165 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
Размеры шестерни: dа1 = 9605 мм b1 = 42 мм 1 = 1782°.
Шестерня выполняется без ступицы диаметр отверстия – 40 мм
Длина шестерни l b = 42 мм
Коническое колесо открытой передачи
d1 = (16·2704·10315)13 = 45 мм
Принимаем d = 45 мм
Диаметр ступицы: dст = 155d3 = 155·45 = 70 мм.
Длина ступицы: lст = (12÷15)d3 = (12÷15)45 = 54÷68 мм
принимаем lст = 60 мм
Толщина обода: S = 25mte = 25×250 = 6.25 мм
Толщина диска: С = 025b = 025·42 = 10 мм
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 18·310 = 56 Н·м [T]
k = 18 – коэффициент режима нагрузки для цепных транспортеров
Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)308 » 20 л
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания жидкого масла зубчатыми колесами.
Смазка открытых конических передач применяется периодическая смазка пластичным 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 = 60 МПа.
см = 2·310·10330(7-40)(32-8) = 287 МПа
Шпонка под колесом 16×10×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·937·10355(10-60)(40-16) = 355 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 12×8×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·937·10340(8-50)(40-12) = 558 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 = 05CХ = 054085 =2043 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 40 предел прочности в = 700 МПа предел текучести т = 400 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025400 =100 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]2043 = 2758 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13275884 = 43 МПа [] =100 МПа
3Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой В. 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 = 35332 = 421·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·421·103 = 842·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 484·103421·103 =115 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T12Wp = 310·1032842·103 = 18 МПа
ke = 35; ktet = 06 ke + 04 = 06·35 + 04 = 25
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kve) = 33535·115 = 83
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(250·18 + 01·18) = 417
Общий коэффициент запаса прочности
s = sst(s2 + st2)05 = 83·417(832 + 4172)05 = 82 > [s] = 15
Рассмотрим сечение проходящее под опорой C. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Ми = (14652+ 5022)12 = 1549 Н·м.
W = d332 = 45332 = 895·103 мм3
Wp = 2W = 2·895·103 =179 мм
v = MиW = 1549·103895·103 = 173 МПа
tv = tm = T22Wp = 937·1032·179·103 = 26 МПа
ke = 38; ktet = 06 ke + 04 = 06·38 + 04 = 27
s = -1(kve) = 33538·173 = 51
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(27·26 + 01·26) =268
s = sst(s2 + st2)05 = 51·268(512 +2682)05 = 50 > [s] = 15
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 550160300 = 26106 мм3
L = 550 мм – длина редуктора;
В = 160 мм – ширина редуктора;
Н = 300 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 04273002610610-9 = 81 кг
где φ = 042 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m2T2 = 812937 = 043
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.

icon Расчет 18-1.docx

Техническое задание 18
Привод пластинчатого двухпоточного конвейера
– двигатель 2 – муфта упругая со звездочкой 3 – редуктор цилиндрический 4 – коническая зубчатая передача 5 – звездочка грузовой цепи
Тяговая сила цепи F кН 30
Скорость тяговой цепи мс 045
Шаг тяговой цепи р мм 80
Число зубьев звездочки z 7
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи % 4
Срок службы привода Lг лет 6
Кинематическая схема машинного агрегата
1Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом пластинчатого двухпоточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя вал которого через упругую муфту со звездочкой соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с двумя ведомыми валами. На оба вала редуктора насажены конические прямозубые шестерни открытой зубчатой передачи которая приводит в действие рабочий вал пластинчатого конвейера.
2Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 6 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 = 365·6·082·8·2·1 =28800 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 25 ·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 = 30·045 = 135 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
цил.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 093 – КПД открытой конической передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения.
= 098·097·09953·093·0992 = 0854.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = 2Ррм = 21350854 = 316 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 40 кВт
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 звездочки
nрм = 6·104vzp = 6·104·0457·80 = 48 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:
- для зубчатой передачи 2÷63
- для открытой конической 3÷7.
Принимаем для зубчатой передачи u1=63 тогда для открытой передачи
В вариантах 1 и 4 передаточное число открытой передачи выходит за рекомендуемые границы. Окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 так как электродвигатель с числом оборотов 750 имеет большие габариты и применять их без особой необходимости нежелательно.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112MB6 [1c.384]:
синхронная частота – 1000 обмин
рабочая частота 950 обмин.
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 950 обмин 1 = 95030 = 995 радс
n2 = n1u1 = 95063 =151 обмин 2=15130 = 158 радс
n3 = n2u2 =151314 = 48 обмин 3= 4830 = 503 радс
Фактическое значение скорости вращения рабочего вала
v = zpn36·104 = 7·80·486·104 = 0448 мс
Отклонение фактического значения от заданного
= (045 – 0448)100045 = 04 4%
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 316·098·0995 = 308 кВт
P2 = P1цил.ппк22 = 308·097·099522 = 148 кВт
P3 = P2цеп.ппс = 148·093·099 = 136 кВт
Т1 = P11 = 3080995 = 310 Н·м
Т2 = 1480158 = 937 Н·м
Т3 = 1360503 = 2704 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
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 = 573·158·250·103 = 226·107.
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 = 0315 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(63+1)[937·103·10(4172·632·0250)]13 = 119 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 125 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·125·63(63 +1) = 216 мм
b2 = baaw = 025·125 = 32 мм.
m > 2·58·937·103216·32·199 = 08 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
= 10° – угол наклона зубьев
zc = 2·125cos10°20 = 123
Число зубьев шестерни:
z1 = zc(u+1) = 123(63 +1) = 17
Число зубьев колеса:
z2 = zc–z1 = 123 – 17 =106;
уточняем передаточное отношение:
u = z2z1 =10617 = 624
Отклонение фактического значения от номинального
Δ = (63 – 624)10063 = 095%
Действительное значение угла наклона:
cos = zcm2aW = 12322125 = 09840 =1026°.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (106+17)·202cos1026° = 125 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1cos = 20·170984 = 3455 мм
d2 = 20·1060984 = 21545 мм
da1 = d1+2m = 3455+2·20 = 3855 мм
da2 = 21545+2·20 = 21945 мм
df1 = d1 – 24m = 3455 – 25·20 = 2955 мм
df2 = 21545 – 25·20 = 21045 мм
b2 = baaw = 025·125 = 32 мм
b1 = b2 + (3÷5) = 32+(3÷5) = 36 мм
v = 2d22000 = 158·215452000 = 17 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
- окружная на шестерне и колесе
Ft = 2T12d1 = 2·310·10323455 = 897 H
Fr = Fttgcos = 897tg20º0984 = 332 H
Fa = Fttg = 897tg1026° = 162 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[897(624+1)109·10·102(21545·32)]12 = 385 МПа.
Недогрузка (417 – 385)100417 = 77% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – 140 = 1 – 1026140 = 0926
KFα = 091 – для косозубых колес
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 106 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 17 zv1 = z1(cos)3 = 1709843 = 178 YF1 = 422
при z2 =106 zv2 = z2(cos)3 =10609843 = 111 YF2 = 361.
F2 = 361·0926·897·091·10·10620·32 = 453 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 = 453·422361 = 530 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 конической передачи
Выбор материалов передачи
Принимаем те же материалы что и в закрытой передаче.
Внешний делительный диаметр колеса
гдеKH = 10 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес
= 10 – коэффициент вида конических колес (колеса прямозубые)
de2 = 165[(270410310314)(10·4172 )]13= 279 мм
Принимаем по ГОСТ 6636–69 de2 = 280 мм [1c.312]
Углы делительных конусов
сtg1 = u1 = 314 1 = 1767°
= 90o – 1 = 90o – 1767° = 7233o.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b
Re = de2(2sin2) = 280(2sin7233°) =147 мм
где ybR = 0285 – коэффициент ширины колеса
b = 0285×147 = 42 мм
Внешний окружной модуль
me = 14T2KF (Fde2b[]F
где F = 085 – для колес с прямыми зубьями
КF = 10 – для колес с прямыми зубьями
me = 14·2704·103·10(085·280·42·199) = 190 мм.
В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого принимаем me = 250 мм.
Число зубьев колеса и шестерни
z2 = de2me = 280250 = 112
z1 = z2u1 = 112314 = 36
Фактическое передаточное число конической передачи
u1 = z2z1 = 11236 = 311
отклонение (314 – 311)100314 = 095%
Действительные углы делительных конусов
сtg1 = u1 = 311 1 = 1782°
= 90o – 1 = 90o – 1782° = 7218o.
По таблице 4.6 [1c.71] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса хе1 = 027; хе2 = -027
Диаметры шестерни и колеса
de1 = mez1 = 250·36 = 900 мм
Диаметры вершин зубьев
dae1 = de1+ 2(1+xе1)mecos 1 = 900 +2(1+027)250·cos1782° = 9605 мм
dae2 = de2 + 2(1–xе2)mecos 2 = 280+2(1+027)250·cos7218° =28194 мм
Диаметры впадин зубьев
dfe1 = de1–2(12–xе1)mecos 1 = 900–2(12–027)250cos1782°= 8557 мм
dfe2 = de2 – 2(12+xе2)mecos 2 = 280–2(12–027)250cos7218° =27858 мм
Средние делительные диаметры
d1 0857de1 = 0857·900 = 7713 мм
d2 0857de2 = 0857·280 = 23996 мм
Силы действующие в зацеплении:
Ft3 = Ft4 = 2T3d2 = 2×2704×10323996 = 2254 Н
радиальная для шестерни осевая для колеса
Fr3 = Fa4 = 036Ftcos1 = 0.36·2254cos1782° = 773 H
осевая для шестерни радиальная для колеса
Fa3= Fr4 = 036Ftsin1 = 036·2254·sin1782° = 248 H
Средняя окружная скорость.
V = 2d12103 = 158·77132103 = 062 мс.
Принимаем 7 – ую степень точности.
где КН – коэффициент нагрузки
KH = KHαKHKHv =10×104·10 =104
KHα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KH = 10–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]
KHv = 104 – динамический коэффициент [1c62]
Н = 4702254104[(3112+1)]12(10·42280)12 = 379 МПа
Недогрузка (417 – 379)100417= 90 %
Допускаемая недогрузка 10%
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(Fbme)
где YF – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа зубьев
zv1 = 36cos1782° = 378 YF1 = 354
zv2 = 112cos7218° = 366 YF2 = 363
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
KFα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KF = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КFv = 107 – коэффициент динамичности [1c62]
F2 = 363·10·2254·10·10·107(10·42·250) = 83 МПа []F2
F1 = 83·354363 = 81 МПа []F1
Так как расчетные напряжения 09[]H 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.
Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·31012 = 557 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 = (16·310·10310)13 = 25 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)32 = 2638 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)30 = 3045 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 30+222 = 344 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1535 = 52 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (16·937·10310)13 = 37 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм;
d2 = d1+2t = 40+228 = 456 мм
где t = 28 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 45 мм.
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12545 = 56 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 45+3225 = 530 мм
принимаем d3 = 55 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №309 для тихоходного вала.
Расчетная схема валов редуктора и проверочный расчет подшипников
Схема нагружения быстроходного вала
Силы Ft и Fr в двухпоточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются
Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 98BX – 185Fм = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = (185·557)98 =1051 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX – FM =1051– 557 = 494 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 494·49 = 242 Н·м
MX2 = 557·87 = 484 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 98BY + Fa1d12 + Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
AY =BY = (2162·34552)98 = 57 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (4942 + 572)05 = 497 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (10512 + 572)05 = 1053 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 65Ft3 – 53Ft2 –106DX = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в горизонтальной плоскости
DX = (65·2254 – 53·897)106 = 934 H
Реакция опоры C в горизонтальной плоскости
CX = DX + Ft3+Ft2 = 934 +2254+ 897 = 4085 H
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
MX1 =2254·65 = 1465 Н·м
MX2 = 934·53 = 495 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 65Fr3 – 53Fr2 –106DY – Fa3d32 + Fa2d22 = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в вертикальной плоскости
DY = (65·773 – 53·332 – 248·77132 + 162·215452)106 = 382 H
Реакция опоры C в вертикальной плоскости
CY = 773 + 332 + 382 = 1487 H
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
MY1 = 773·65 = 502 Н·м
MY2 = 773·118 – 1487·53 – 248·77132 = 28 Н·м
MY3 = 382·53 = 202 Н·м
MY4 = 382·171 + 332·118 – 1487·65 – 162·215452 = -96 Н·м
C = (40852 +14872)05 = 4347 H
D = (9342 + 3822)05 = 1009 H
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =13– коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Отношение FaCo = 162137103 = 0012 е = 019 [1c. 143]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaВ = 1621053 = 015 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·1053 + 0)13·1 = 1369 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 1369(573·995·25000106)13 =15406 Н C = 255 кН
Расчетная долговечность подшипников
= 106(255103 1369)360950 =113380 часов
больше ресурса работы привода равного 25000 часов.
Суммарная осевая нагрузка
Fa = Fa3 – Fa2 = 248 – 162 = 86 H
Отношение FaCo = 86300103 = 0003 е = 017 [1c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.
Отношение FaC = 864347= 0020 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·4347+ 0)13·1 = 5651 Н
Стр = 5651(573·158·25000·106)13 = 34439 Н > C = 527 кН
= 106(527103 5651)360151 = 89522 часов
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·55 = 85 мм.
lст > b = 32 мм принимаем lст = 50 мм.
S = 22m+005b2 = 222+005·32 =60 мм
С = 025b = 025·32 = 8 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 смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами. Выбранные радиальные шарикоподшипники изготавливаются с малыми зазорами и не требуют дополнительной регулировки. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатого зацепления и излишнего полива маслом подшипниковые узлы быстроходного вала закрывают с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в шайбу а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025ат + 3 = 0025·125 + 1 = 41 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·125 + 12 = 165 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
Размеры шестерни: dа1 = 9605 мм b1 = 42 мм 1 = 1782°.
Шестерня выполняется без ступицы диаметр отверстия – 40 мм
Длина шестерни l b = 42 мм
Коническое колесо открытой передачи
d1 = (16·2704·10315)13 = 45 мм
Принимаем d = 45 мм
Диаметр ступицы: dст = 155d3 = 155·45 = 70 мм.
Длина ступицы: lст = (12÷15)d3 = (12÷15)45 = 54÷68 мм
принимаем lст = 60 мм
Толщина обода: S = 25mte = 25250 = 6.25 мм
Толщина диска: С = 025b = 025·42 = 10 мм
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 18·310 = 56 Н·м [T]
k = 18 – коэффициент режима нагрузки для цепных транспортеров
Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)308 20 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 17 мс и контактном напряжении в=385 МПа =28·10-6 м2с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания жидкого масла зубчатыми колесами.
Смазка открытых конических передач применяется периодическая смазка пластичным 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 = 60 МПа.
см = 2·310·10330(7-40)(32-8) = 287 МПа
Шпонка под колесом 16×10×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·937·10355(10-60)(40-16) = 355 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 12×8×40. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·937·10340(8-50)(40-12) = 558 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 = 05CХ = 054085 =2043 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 40 предел прочности в = 700 МПа предел текучести т = 400 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025400 =100 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]2043 = 2758 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13275884 = 43 МПа [] =100 МПа
3Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой В. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
-при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 35332 = 421·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·421·103 = 842·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 484·103421·103 =115 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 310·1032842·103 = 18 МПа
k = 35; k = 06 k + 04 = 06·35 + 04 = 25
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33535·115 = 83
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(250·18 + 01·18) = 417
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 83·417(832 + 4172)05 = 82 > [s] = 15
Рассмотрим сечение проходящее под опорой C. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Ми = (14652+ 5022)12 = 1549 Н·м.
W = d332 = 45332 = 895·103 мм3
Wp = 2W = 2·895·103 =179 мм
v = MиW = 1549·103895·103 = 173 МПа
v = m = T22Wp = 937·1032·179·103 = 26 МПа
k = 38; k = 06 k + 04 = 06·38 + 04 = 27
s = -1(kv) = 33538·173 = 51
s = -1(kv + m) = 195(27·26 + 01·26) =268
s = ss(s2 + s2)05 = 51·268(512 +2682)05 = 50 > [s] = 15
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 550160300 = 26106 мм3
L = 550 мм – длина редуктора;
В = 160 мм – ширина редуктора;
Н = 300 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 04273002610610-9 = 81 кг
где φ = 042 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m2T2 = 812937 = 043
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.

icon Редуктор 18-1.cdw

Редуктор 18-1.cdw
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 6
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-68
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от
горизонтального положения на угол до 5
Редуктор цилиндрический

icon Спецификация редуктор 18-1.spw

Спецификация редуктор 18-1.spw
Редуктор цилиндрический
Болт М6х22 ГОСТ-7798-70
Винт 6х12 ГОСТ 1479-93
Винт М8х20 ГОСТ 1491-80
Шайба 6.65 ГОСТ 6408-70
Шайба 12.65 ГОСТ 6408-70
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 4х18 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х28 ГОСТ 9464-79
Полумуфта 125-30-1-УЗ
up Наверх