рефераты курсовые

Рефераты

рефераты   Главная
рефераты  Логика
рефераты  Логистика
рефераты  Маркетинг
рефераты  Масс-медиа и реклама
рефераты  Производство и технологии
рефераты  Психология
рефераты  Разное
рефераты  Религия и мифология
рефераты  Начертательная геометрия
рефераты  Не сортированные
рефераты  Оккультизм и уфология
рефераты  История экономических
      учений
рефераты  Макроэкономика
      экономическая
рефераты  Без категории
рефераты  Искусство и культура
рефераты  Исторические личности
 
 
 

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

43

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные:

Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z - число зубьев звездочки; 9

P - шаг тяговых звездочек, мм; 100

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Рвых. = FtМV, (1.1)

где Рвых.- потребляемая мощность привода, кВт

Рвых = 1 М 0,75 м/с = 0,75 кВт

1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя

Рэ = Рвых / уоб, (1.2)

где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

уоб - общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

уоб= уц.п М ук.п М ум, М ум (1.3)

где уц.п - КПД цилиндрической передачи, уц.п=0,96 - 0,98;

уц.п - КПД конической передачи, уц.п=0,95 - 0,97;

ум - КПД муфты, ум=0,98.

уоб= 0,97*0,96*0,982 = 0,89

Рэ =0,75/0,89=0,84 кВт

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

nэ= nвМ u1Мu2М …(1.4)

где u1, u2 - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

nв - частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ - предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

, (1.5)

мин-1

Принимаем значения передаточных чисел:

Uб= 2,5- 5 Uт=2-5

nэ=504,54=900 мин.-1

По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84

Pэ = 1,1 кВт,nэ = 695 об./мин.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

Uобщ= nэ/ nв (1.6)

где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

Uобщ= 695/50= 13,9

Uред= Uобщ (1.7)

Uред= 13,9

Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.

, (1.8)

где Uт - передаточное число тихоходной ступени.

Из стандартного ряда чисел принимаем Uт=4 по СТСЭВ 229-75

Uб=Uред/Uт, (1.9)

где Uб - передаточное число быстроходной ступени

Uб=13,9/4=3,48

Из стандартного ряда чисел принимаем Uб=3,55 по СТСЭВ 229-75

1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P1 = Pэ М ум, (1.10)

где P1 - мощность на первом валу, кВт;

ум - КПД муфты

P1 = 1,10,98=1,08 кВт

P2 = P1 М ук.п., (1.11)

где P2 - мощность на втором валу, кВт;

ук.п. - КПД конической передачи

P2 = 1,080,96=1,05 кВт

P3 = P2 М уц.п., (1.12)

где P3 - мощность на третьем валу, кВт;

уц.п. - КПД цилиндрической передачи

P3 = 1,05·0,97=1 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ = 695 мин-1 (1.13)

ni=ni-1/Ui, (1.14)

где ni, ni-1 - частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1

n2 = n1 /uб, (1.15)

где uб - передаточное число быстроходной ступени.

n2 = 695/3,55=195,77 мин-1

n3 = n2 /uт, (1.16)

где uт - передаточное число тихоходной ступени.

n3 = 195,77/4=48,94 мин-1

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

Ti =, Н М м(1.17)

где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н * м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1

T1 = 9550 М P1/n1 = 9550 М1,08/695 = 14,84 Н М м (1.18)

T2 = 9550 М P2/n2 = 9550 М 1,05/195,77 =51,22 Н М м (1.19)

T3 = 9550 М P3/n3 = 9550 М 1/48,94 = 195,14 Н М м (1.20)

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

Валы

Мощности на валах, кВт

Частоты вращения валов, мин-1

Крутящие моменты на валах, Н М м

Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

Uб=3,55

Uт=4

2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т1=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n1 =195,77 мин-1;

Частота вращения колеса n2 =48,94 мин-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС =0,29;

Коэффициент годового использования КГ =0,8.

2.2 Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.

2.3 Определение допускаемых напряжений

2.3.1 Определение срока службы передачи

(2.1)

где tУ - срок службы передачи, час.

tУ=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность

, (2.2)

где - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

zN - коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [у]но определяется по формуле:

(2.3)

где уHlim - длительный предел контактной выносливости, МПа;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR= 1;

ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

ZV = 1;

SH - коэффициент запаса прочности, SH =1,3 - при однородной структуре материала;

SH =1,3 - при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности ZN определяется по формуле:

(2.4)

где NHO - базовое число циклов нагружения;

NHE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения NHO принимается равным:

(2.5)

Если NНО получится больше 12·107, то принимают 12·107.

Когда твёрдость задана в HRC, то

(2.6)

Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется по зависимости:

NHE =60 n t У(Ti/TH)m/2·ti/t=

=60 n t (a1b13 + a2b23+…+ aibi3), (2,7)

где ai,bi - коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)

В случае получения NHE> NHО, ZN=1.

Шестерня

Колесо

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZR=1, ZV=1, SH=1.3

NHE1=60·195,77·10161·(130,15+

+0,530,85) = 3,06·107

NHО1=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZV=1, SH=1,3, ZR=1

NHE2=60·48,94·10161·(130,15+0,530,85)=

=0,75·107

NHО2=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

NHE< NHО - условие выполняется

775·1,23=953,25МПа

775·1,56=1209 МПа

За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[у]HP=953,25МПа - расчётное допускаемое напряжение.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [у]F, МПа определяется по формуле:

[у]F = [у]FО YA YN, (2.8)

где [у]FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

YA - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA=1;

YN--коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [у]FО, определяются по формуле:

[у]FО = (уFimYRYXYб)/SF, (2.9)

где уFim - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

YR =1;

YX - коэффициент размеров, YX =1;

Yб - коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Yб =1;

SF - коэффициент запаса прочности, SF=1,7.

Коэффициент долговечности YN определяют как:

(2.11)

где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO =4106;

NFЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 - улучшение, нормализация, т=9 -объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения NFЕ определяются по формуле:

(2.12)

При NFE>NFO коэффициент долговечности YN=1.

Шестерня

Колесо

500-600МПа=550 МПа

NFE1=60·195,77·10161·(19·0,15+

+0,59·0,85)= 18,1·107

NFE1> NFO => YN=1

500-600МПа=550 МПа

NFE2=60·48,94·10161·(19·0,15+0,59·0,85)=

=4,55·107

NFE2> NFO => YN=1

323,5·1·1=323,5МПа

323,5·1·1=323,5МПа

2.3.4 Определение межосевого расстояния

(2,13)

где aw- межосевое расстояние, мм;

Ka - вспомогательный коэффициент, Ka = 450;

КН - коэффициент нагрузки;

шa - коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным шa=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным KH=1,4.

Из нормального ряда чисел принимаем

2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:

m = (0,01…0,02)аW, (2,14)

а при твёрдости >45 HRC

mn = (0,016-0,0315) aw (2,15)

mn = (0,016-0,0315)100

mn = 1,6 - 3,15

Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи

zУ = 2aw/mn, (2,16)

2.3.7 Определение числа зубьев шестерни

z1 = zУ/(u+1) (2,17)

z1 = 100/5=20

Z1>Zmin, (2,18)

где Zmin=17 - для прямозубых передач.

Условие выполняется.

2.3.8 Определение числа зубьев колеса

z2 = zУ- z1 (2,19)

z2= 100-20 =80

2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:

d=mn z

d1=220=40 мм d2=280=160 мм

Диаметры вершин зубьев:

da = d + 2·mn (2,20)

da1 = d1 + 2·mn = 40 + 2·2 = 44 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 160 + 4 = 164 мм;

Диаметры впадин зубьев:

df = d - 2.5·mn (2,21)

df1 = d1 - 2.5·mn = 40 - 2,5·2 = 35 мм;

df2 = d2 - 2.5·mn = 160 - 2,5·2 = 155 мм;

Ширина колеса:

b2 = шa · aW (2,22)

b2 = шa · aW = 0.25·100 = 25 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 5мм (2,23)

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм

2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

Ft = (2T) / d, (2,24)

где Ft- окружное усилие, кН;

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н * м;

d - делительный диаметр колеса, мм;

Ft = (251,22)/40 = 2,56кН

Радиальное усилие:

Fr=Ft* tgбw (2.25)

где aw - угол зацепления, aw =20°.

Fr=2,56*tg20 = 0,93 кН

2.3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:

[у]F1/YF1 и [у]F2/ YF2 (2,26)

Коэффициенты формы зубьв YF1 и YF2 определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса:

YF1=4,13 YF2=3,73

Расчёт ведётся по шестерне.

Напряжения изгиба определяются по формуле:

уF = (2103 YFKFб KFв ·KFVT)/(m2Zb) [у]F, (2,27)

где уF - рабочее напряжение изгиба, МПа;

KFб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;

KFв - коэффициент концентрации нагрузки;

KFV -коэффициент динамичности нагрузки;

Коэффициент концентрации нагрузки KFв назначают в зависимости от коэффициента ширины:

(2,28)

Для определения коэффициента динамичности нагрузки KFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса:

V= (рdn)/(6104), (2,28)

где V - скорость колеса, м/с;

d - делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин-1

По скорости назначаем степень точности колеса - 8 степень точности и коэффициент динамичности KFV = 1,04

уF1 =205,3МПа < [у]F1 = 323,5МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.3.12 Проверка зубьев колес на контактную прочность

(2,29)

где уH-контактные напряжения, МПа;

К - вспомогательный коэффициент, К =428 - для прямозубой передачи;

KHб- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, КHб = 1;

KHв - коэффициент концентрации нагрузки, KHв = 1,08;

KHV- коэффициент динамичности нагрузки, KHV=1,03;

Ft- окружное усилие, Н;

d1- делительный диаметр шестерни, мм;

b2- ширина колеса, мм.

уH = 801,5 МПа < [у]H = 953, 25 МПа

Прочность зубьев обеспечена.

3. Расчёт прямозубой конической передачи

3.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне T1 = 14,84 Hм;

Крутящий момент на колесе T2 = 51,22 Hм;

Частота вращения шестерни n1 =695 мин-1;

Частота вращения колеса n2 = 195,77 мин-1;

Передаточное число u = 3,55;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования Kc = 0,29;

Коэффициент годового использования Kr = 0,8.

3.2 Выбор материала и термообработки

Шестерня: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.

Колесо: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение срока службы передачи

tУ = 10161 часов - определено ранее.

3.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

, (3,1)

где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

ZN - коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:

(3,2)

ZR=1 (т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);

ZV=1 (проектный расчёт);

SH=1,3 (поверхностное упрочнение).

(3.3)

m = 6;

NHE=60·n·tУ=

=60·n·tУ (a1b13+a2b23+…+ aibi3) (3.4)

Шестерня

Колесо

NHE1=60·695·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=10,9·107

NHE1> NHО1=>ZN1=1

NHE2=60·195,77·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=3,06·107

NHE2< NHО

775·1=775МПа

775·1,23=953,25 МПа

За расчётное принимаем 775МПа

3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

(3,5)

(3,6)

(3,7)

NFO=4·106; m=9

(3.8)

=550МПа, YR=1,YX=1,Yд=1,SF=1,7

=550·1·1·1/1,7=323,5МПа

NFE1>NFО=>YN1=1

NFE2>NFО=>YN2=1

YA=1 - передача нереверсивная

3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

de2= 1650· (3,9)

где de2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

KH - коэффициент нагрузки, KH =1,5;

Т2 - крутящий момент на колесе, Н * м;

[у]H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

VH - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, VH =0,85.

de2 = 1650

Назначаем de2ст = 140 мм.

3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(3.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1`=Z=17 т.к. Н1 и Н2 >45 HRCЭ.

3.3.6 Определение числа зубьев колеса

Z2 =Z1u (3.11)

Z2 = 17·3,55=60

3.3.7 Определение торцевого модуля

mte = de2ст./Z2 (3.12)

mte = 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля mte = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)

3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса

de2 = mte Z2 (3,13)

de2 = 2,25·60=135 мм

Фактическое передаточное число: Uфак=60/17=3,53

3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния

(3,14)

где z 1и z2 - фактические числа зубьев шестерни и колеса.

Re = 0.52,25= 70,16мм

3.3.10 Определение ширины колес

b = kbeRbe, (3,15)

где kbe - коэффициент ширины, kbe = 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в=20 мм

3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов

д2 = arctg Uфакт. (3,16)

д1= 900- д2 (3,17)

д2 = arctg 3,53 = 74,20

д1= 900-74,20 = 15,80

3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

de1 = mte z1 (3,18)

de2 = mte z2 (3,19)

de1 =2,25·17=38,3мм

de2 = 2,25·60=135мм

Внешние диаметры:

dae1 = de1+2(1+x1)mtecos д1 (3,20)

dae2 = de2+2(1+x2)mtecos д2, (3,21)

где х1 и х2 - коэффициенты радиального смещения, х1 и х2 = 0

dae1 =38,3+2·2,25cos15,82=42,6мм

dae2 =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм

3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:

Ft1 = Ft2 = (2T1)/de1(1-0.5kbe), (3,22)

где Ft1, Ft2 - окружные усилия, кН;

T1- крутящий момент на шестерне, Н * м;

de1- делительный диаметр шестерни, мм.

Ft1 = Ft2 = 214,84/38,25 (1-0,50,285) =0,9 кН

Осевое усилие на шестерне:

Fa1 = Fttgб sinд1 (3,23)

Fa1 = 0,9tg200sin15,820 = 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне:

Fr1 = Fttgб cos д1 (3,24)

Fr1 = 0,9tg200 cos 15,820 = 0,32 кН

Осевое усилие на колесе:

Fa2 = Fr1 (3,25)

Fa2=0,32 кН

Радиальное усилие на колесе:

Fr2 = Fa1 (3,26)

Fr2= 0,09 кН

3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

zv1 = z1/cos д1 (3,27)

zv2 = z2/cos д2 (3,28)

zv1 = 17/cos15,820 = 17,67 => YF1=4,31

zv2=60/cos74,180 = 220, 09=> YF2=3,74

Находим отношения:

[у]F1 / YF1 и [у]F2/ YF2 (3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

уF = 2.7103 YFKFв KFV T/b de mteVF ? [у]F, (3,30)

где VF- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: VF = 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе KFв определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям KFв по формуле:

KFв = 1+ (KHв-1)1.5, (3,31)

где KHв=1,2

KFв = 1+(1,2-1)1,5 = 1,3

При определения коэффициента динамичности нагрузки КFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:

V = р de2(1-0.5 kbe) n2/6104 (3.32)

где n2 - частота вращения колеса, мин-1.

V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104 = 1,19 м/с

По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV = 1,04 и КHV = 1,03

уF = 2,7·103·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

уF = 177,32<=323,5 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность

(3,33)

уH = 695,95 < [у]H = 775 МПа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора

(3,34)

100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт входного вала

4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Ft1 = 0,9 кН; Fr1 = 0,32кН;

Fa1 = 0,09кН.

УМВ=0; Fr1?48- Fa1?d/2-RAY?26=0

RAY=

УМA=0; Fr1?22- Fa1?d/2+RBY?26=0

RBY=

УF=0; RBY+ RAY -Fr1=0

0,53-0,21+0,32=0

I-I

M1=Fa1?d1/2-Fr1?z1

M1=0,0915=1,35Н?м

M1=-0,3222+0,0915=-5,69Н?м

II-II

M2=-Fp?z2+ Fa125+ RAY(z2-22)

M2==-0,3222+0,0915=-5,69 кН;

M2=-0,32?48+0,0915+0,5326=0

УМА=0; RBX?26+Ft1?22=0

RBX=-Ft1?22/26=-0,9?22/26=-0,76 кН

УМВ=0; -RAX?26+Ft1?48=0

RAX=Ft1?48/26=0,948/26=1,66 кН

УF=0; Ra+Rb-Ft=1,66-0,76-0,9=0

I-I

М1=-Ft1?z1

M1=0; M1=-0,9?22=-19,8 Н?м

Выделяем опасные сечения.

1. Опора А

4.1.2 Упрощённый расчёт вала

(5.4)

где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;

у - номинальные напряжения изгиба, МПа;

ф - напряжения изгиба, МПа.

(5.5)

(5.6)

где у-1 - предел выносливости материала при изгибе, МПа;

у-1=0,43ув (5.7)

у-1=0,43?600=258МПа

е - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, е=0,88;

S - коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кд - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кд = 1,65 - переход с галтелью.

уЭ = 8,99 < =68,8МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.2 Расчёт промежуточного вала

4.2.1 Материал и термообработка вала

Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х

ув=600МПа

уТ=350МПа

4.2.2 Проектный расчёт вала

dк (5.11)

dБКdК+3f (5.12)

dБndn+3г, (5.13)

dn=dK-3г (5.14)

dк

Назначаем dк=24мм, f=1мм

dБК24+3?1=27мм

Назначаем dБК=27мм, r=1,6мм

dn=24-3?1,6=19мм

Назначаем dn=20мм.

4.2.3 Проверочный расчёт вала

Ft1 = 0,9кН; Ft2 = 2,56кН;

Fr1 = 0,09кН; Fr2 = 0,93кН.

Fa1=0,32кН; Т2=51,22Н?м.

УМA=0; RBY?129-Fr1?97-Fr2?32 +Fa1?d/2=0

RBY=

УМВ=0; -RAY?129+Fr1?32+Fr2?97+ Fa1?12?=0

RAY=

УF=0; Ra+ Rb-Fr1-Fr2=0

0,27+0,75-0,09-0,93=0

I-I

M1=Ra?z1

M1=0; M1=0,2732=8,64Н?м

II-II

M2=Ra?z2-Fr2?(z2-32)

M2=0,2732=8,64 Н?м

M2=0,27?97-0,93?65=-34,26 Н?м

III-III

М3=Rb?z3

М3=0; М3=0,75?32=24 Н?м

УМА=0; RBX?129-Ft1?97-Ft2?32=0

RBX= кН

УМВ=0; -RAX?129+Ft1?32+Ft2?97=0

RAX=кН

УF=0; Rax+Rbx-Ft1-Ft2=0

1,31+2,15-2,56-0,9=0

I-I

М1=Rax?z1

M1=0; M1=2,15?32=68,8 Н?м

II-II

М2=Rbx?z2

M2=0; M2=1,31?32=41,92 Н?м

Выделяем опасные сечения.

1. Место посадки конического колеса на вал.

2. Шестерня.

4.2.4 Упрощённый расчёт вала

(5.15)

где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;

у - номинальные напряжения изгиба, МПа;

ф - напряжения изгиба, МПа.

(5.16)

(5.17)

(5.18)

где у-1 - предел выносливости материала при изгибе, МПа;

у-1=258МПа

е - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, е=0,88;

S - коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кд - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кд = 1,75 - шпоночный паз.

уЭ = 64,2 <=64,87МПа

Прочность в сечении обеспечена.

у-1=258МПа; е=0,86; S=2; Кд = 1,6 - переход с галтелью.

уЭ = 59,52 <=69,33МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.3 Расчёт тихоходного вала

4.3.1 Материал и термообработка вала

Сталь 45 горячекатанная.

ув=580МПа

уТ=320МПа

4.3.2 Проектный расчёт вала

d (5.19)

dnd+2t (5.20)

dБndn+3г (5.21)

dкdБn

d

Назначаем d=40 мм, t=2,5

dn40+2?2,5=45мм

Назначаем dn=45мм; r=3

dБn40+3?3=49мм

Назначаем dБn=52мм; dк=48мм.

4.3.3 Проверочный расчёт вала

Ft2 = 2,56кН; Fr2 = 0,93кН.

УМA=0; RBY?129 -Fr2?93=0

RBY=

УМВ=0; -RAY?129+Fr2?93?=0

RAY=

УF=0; Ra+ Rb-Fr2=0

0,67+0,26-0,93=0

I-I

M1=Ray?z1

M1=0; M1=0,26?93=24,18Н?м

II-II

M2= Ray?z2- Fr2?(z2-93)

M2=33,54-92,16=-58,62 Н?м

УМА=0; -Ft2?93+Rbx?129=0

RBX= кН

УМВ=0; -RAX?129+Ft2?36=0

RAX=кН

УF=0; Rax+Rbx-Ft2=0

1,85+0,71-2,56=0

M=Rbx?36=1,8536=66,6Н?м

Выделяем опасные сечения

1.Место посадки колеса на вал.

4.3.4 Упрощённый расчёт вала

(5.23)

где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;

у - номинальные напряжения изгиба, МПа;

ф - напряжения изгиба, МПа.

(5.24)

у-1=250МПа; е=0,81; S=2; Кд = 1,75 - шпоночный паз.

у = 17,25<=57,86МПа

Прочность в сечении обеспечена.

5. Выбор и расчёт подшипников качения

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

5.1.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7206.

Сr=29,8; Сor=22,3; e=0,36.

5.1.2 Расчёт подшипников качения

Расчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:

Lh=, (6.1)

где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч;

n- частота вращения вала, об/мин;

Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Pr- эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;

а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1=1;

а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

[Lh]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач tУ=10161ч.).

Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:

Pr = (X МV М Fr +Y М Fa) М Кд М Кt, (6.2)

где Fr - радиальная нагрузка,кН;

Fa - осевая нагрузка, кН;

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V - коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кд - коэффициент безопасности, для редукторов Кд = 1,3;

Кt - температурный коэффициент, вводимый при t >100є С, Кt =1.

При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr.

Для конических роликоподшипников

S=0,83?e?Fr.

Rax=1,66кН, Ray=0,53кН => Ra=

Rbx=-0,76кН, Rby=-0,21кН => Rb=

FrA=Ra=1,74кН

FrB=Rb=0,79кН

SA=0,83?0,37?1,74=0,53кН

SB=0,83?0,37?0,76=0,23кН

SA>SB; FA?SB-SA=>Fa1=SА; Fa2=Fa1+Fa

Fa1=0,53кН; Fa2=0,53+0,33=0,88кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (1 ? 1 ?1,74 +0) М 1,3 М 1 = 2,3 кН.

Prв = (0,4 ? 1? 0,79+ 1,6 ?1) М 1,3 М 1 = 2,49 кН.

Больше перегружена опора В.

Lh=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

5.2.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7204.

Сr=29,2кН; Сor=21кН; e=0,37, Y=1,6.

5.2.2 Расчёт подшипников качения

Rax=2,15кН; Ray=0,75кН => Ra=2,28кН

Rbx=1,31кН; Rby=0,27кН => Rb = 1,34кН.

Fra=Ra=2,28кН;

Frb=Rb=1,34кН.

SA=0,83?0,37?2,28=0,7кН

SB=0,83?0,37?1,34=0,41кН

SA< SB; FA< SВ- SА =>Fa2=SВ; Fa1=Fa2-Fa

Fa2=0,41кН; Fa1=0,41+0,26=0,67кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (0,4 ? 1 ?2,28 +1,6·1) М 1,3 М 1 = 3,3 кН.

Prв = (1 ? 1? 1,34 + 0) М 1,3 М 1 = 1,74 кН.

Больше перегружена опора А.

Lh=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала

5.3.1 Выбор типа подшипников

Шариковый радиальный однорядный 209.

Сr=33,2кН; Сor=18,6кН.

5.3.2 Расчёт подшипников качения

Rax=0,71кН; Ray=0,26кН => Ra=0,76кН

Rbx=1,85кН; Rby=0,67кН => Rb = 1,97кН.

Рр=(0,56?1?0,76+1,71?1,07)?1,3?1=2,93кН.

Lh=

Долговечность подшипников обеспечена.

6. Расчёт шпоночных соединений

6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валу

Шпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78

Расчёт шпонки на смятие

уСМ = ? [усм], (7.1)

где уСМ - напряжение смятия, МПа;

Т - вращающий момент, Н Мм;

d - диаметр вала, м;

lp - рабочая длина шпонки, м;

k - глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ уСМ ] - допускаемое напряжение на смятие, [ уСМ ] =60 МПа.

Т=14,84Н?м; d=20мм; lp = 50мм; к=2,8мм.

уСМ = < [усм]=60МПа,

6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валу

Т=195,14Н?м; d=38мм; lp = 50мм; к=3,3мм.

уСМ = < [усм]=60МПа,

Прочность обеспечена.

7. Подбор муфты

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:

Т=Кр?Тк,

где Кр=1,1…1,3 - для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.

Т=1,2?13,18=15,81кН?м

Выбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93

Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н?м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал полумуфт - чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.

Материал пальцев - сталь 45.

Муфта допускает значительный осевой разбег до Д=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов б<1?.

8. Выбор смазки передач и подшипников

Для смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. - 5-е изд., перераб. -М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1978. - 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.


© 2010 Рефераты