Проектирование привода реечного толкателя

Курсовая работа

На тему: Детали Машин

Москва, 2008

Введение

Объект проектирования - реечный толкатель для переключения технологических операций и его привод Для данного толкателя необходимо разработать привод по заданной кинематической схеме.

Рис. 1. Двигатель серии А4, 2. Редуктор 2-х ступенчатый, 3. Втулочно-пальцевая муфта, 4. Зубчатая муфта, 5. Реечный толкатель.

Для грамотного проектирования этого привода необходимо знать какие функции выполняет каждый элемент этой кинематической схемы.

Двигатель преобразует электрическую энергию в механическую. От него крутящий момент передаётся на редуктор, через втулочно-пальцевую муфту передаётся на редуктор. Редуктор служит для преобразования крутящего момента по значению, в данном случае он его увеличивает, а также он понижает частоту вращения привода до необходимой на валу исполнительного механизма. Зубчатая муфта передаёт крутящий момент и частоту вращения непосредственно на вал реечного толкателя и тем самым переключает операции в непрерывном потоке технологических операций который и приводит в движение конвейер.

Для управления данным толкателем лучше всего применить электронную систему управления ориентированную на время.

Входными параметрами для разработки данного толкателя являются:

1. Ход переключения А.

2. Ход переключения Б

3. Масса

4. Усилие

5. Скорость

6. Время остановки

3. Расчёт редуктора.

Кинематические и энергетические параметры редуктора

1. Относительное время работы механизма в режиме разгона

где tp - общее время разгона за ход А, В и АВ,

t_Aсm ,tBcm и tABcm - время статического движения за ход А, В и АВ,

L - число лет работы механизма,

Ксут =0,6 - коэффициент суточной нагрузки механизма,

Кгод - коэффициент годовой нагрузки механизма.

2. Время работы механизма в режиме стационарной работы

где tp - общее время разгона за ход А, В и АВ,

t_Aсm ,tBcm и tABcm - время статического движения за ход А, В и АВ,

L - число лет работы механизма,

Ксут =0,6 - коэффициент суточной нагрузки механизма,

Кгод - коэффициент годовой нагрузки механизма.

3. Передаточной число тихоходной передачи

где uред - общее передаточное число редуктора

4. Передаточное число быстроходной передачи

где uред - общее передаточное число редуктора

uT - передаточное число тихоходной передачи

5. Кинематические и энергетические параметры редуктора по валам

№ вала	Частота вращения n, об/мин	Мощность N, кВт	Крутящий момент T, Н*м
1	n1=915	N1=Nдвиг*зм=1,5*0,99=1,485
2	n2=n1/uБ=915/4,55=201,1	N2=N1*зпк*ззп=1,485*0,99*0,94= =1,382
3	n3=n2/nТ=201,1/3,52=57,1	N2=N1*зпк*ззп* зпк =1,382*0,99*0,94*0,99=1,275

где зпк,ззп и зм - КПД подшипников качения, зубчатой передачи и муфты

Расчёт первой передачи

1. Исходные данные

u=4,55 - передаточное число первой передачи,

Мощность

на шестерни N1=1,485 кВт

на колесе N2=1,382 кВт

Крутящий момент

на шестерни T1=15,5 Н*м

на колесе T2= 65,63 Н*м

Частота вращения:

на шестерни n1=915 об/мин

на колесе n2=201,1 об/мин

Выбор материала

Для первой передачи выбираем сталь 40х и термическую обработку для шестерни нормализация до 300 НВ единиц по шкале Брюнеля, а для колеса нормализацию до твёрдости 270 НВ единиц по шкале Брюнеля.

Расчёт допускаемых контактных напряжений

Расчёт эквивалентных циклов:

где n1 и n2 - частота вращения шестерни и колеса

Ti - крутящий момент i - ого режима работы механизма,

Tmax - максимальный крутящий момент,

ti - длительность i - ого режима работы механизма

n - кол - во режимов работы механизма.

Расчёт базового числа циклов:

где НВ - твёрдость шестерни и колеса

Определяем коэффициент долговечности

Так как NHE1>NHO1 и NHE2>NHO2, тоKHL1=1 и KHL2=1

где NHO1 и NHO2 -- базовые числа циклов нагрузки шестерни и колеса

NНЕ1 и NНЕ2 -- эквивалентные числа циклов нагрузки шестерни и колеса

Расчёт допускаемых контактных напряжений

 МПа

МПа

где KHL1 ,KHL2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса

SH1 ,SH2 - коэффициент безопасности

ZR - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

Zv - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Выбор допустимого контактного напряжения:

МПа

МПа

где [уHP1] и [уHP2] - допустимые контактные напряжения шестерни и колеса.

Выбираем меньшее из двух полученных значений, т.е. допустимое контактное напряжение равно:

МПа

Расчёт допустимого напряжения изгиба

Расчёт эквивалентных циклов:

где n1 и n2 - частота вращения шестерни и колеса

Ti - крутящий момент i - ого режима работы механизма,

Tmax - максимальный крутящий момент,

ti - длительность i - ого режима работы механизма

n - кол - во режимов работы механизма.

Расчёт базового числа циклов:

Для всех стальных изделий он одинаков и равен NFO=4000000 циклов.

Определяем коэффициент долговечности:

Так как NFE1>NFO и NFE2>NFO, то коэффициенты долговечности равны KFL1=KFL2=1.

Расчёт допускаемых напряжений изгиба:

МПа

МПа

где KFL1 ,KFL2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса

SF1 ,SF2 - коэффициент безопасности

YR - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

Yv - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Определяем вспомогательный коэффициент шbd

Его берём из таблиц шbd=0,9

Определяем вспомогательный коэффициент шba

Определяем коэффициент в зависимости от вида передач

Т.к. лучшая по нагрузочной способности это косозубая, то Ka=43.

Определяем коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кб=1.1, т.к. передача косозубая.

Определяем коэффициент динамической нагрузки К_v=1.08, т.к. передача косозубая

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца Кв=1

Расчёт межосевое расстояние

мм

где T2 - крутящий момент на колесе

u - передаточное число передачи

Kб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Kв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца

Kv - коэффициент динамической нагрузки

шba - вспомогательный коэффициент отражающий зависимость межосевого расстояния от ширины зацепления

[уHP] - допустимое контактное напряжение

Ка - коэффициент в зависимости от вида передач.

Определяем контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

МПа

где [уHP] - допустимое контактное напряжение

Тmax - максимальный крутящий момент

Т - момент который принят за основной рабочий.

Определяем допускаемое вонтактное напряжение при действии максимальной нагрузки

 МПа

Выбираем угол наклона зубьев в=160

Выбираем числа зубьев

шестерни z1=28

колеса z2=u*z1=28*4,55?127

Определяем модуль передачи

мм

где а - межосевое расстояние

z₁ и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Округляем его до стандартного mn=2 мм

Корректируем межосевое расстояние

мм

где mn - модуль нормальный передачи

z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Округляем до целого числа а=126 мм.

Корректируем угол наклона зуба

где а - межосевое расстояние

mn - модуль нормальный передачи

z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Определяем рабочую ширину зацепления

мм

где а - межосевое расстояние

ш_ab - вспомогательный коэффициент

Определяем эквивалентное число зубьев

где z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Определяем коэффициент формы зубьев

По таблицам находим коэффициент формы зубьев

шестерни YF1=4,0

колеса YF2=3,6

Определяем слабый элемент передачи

где [уF1] и [уF2] - допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

YF1 и YF2 - коэффициенты форма зубьев шестерни и колеса

Наиболее слабый элемент передачи шестерня.

Определяем напряжения изгиба в шестерни

 МПа

где T1 - крутящий момент на шестерни

YF1 - коэффициент формы зубьев шестерни

Kб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Kв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца

Kv - коэффициент динамической нагрузки

Yв=1-(в/140)=0,886 - коэффициент учитывающий наклон зуба

b - ширина зацепления

mn - модуль нормальный передачи

z1 - число зубьев шестерни

Определяем максимальное допускаемое напряжение изгиба

МПа

МПа

где HB1 и HB2 - твёрдость шестерни и колеса

уFP lim max1 и уFP lim max2 - предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома

Определяем слабый элемент при действии максимальной нагрузки

где [уFP max1] и [уFP max2] - максимально допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Наиболее слабый элемент при действии максимальной нагрузки колесо.

Определяем максимальное напряжение изгиба слабого элемента

МПа

где Т_max - максимальный момент

Т - момент по которому ведётся расчёт

уF - напряжение изгиба при действии номинальной нагрузки

Основные размеры зубчатой пары

Ширина зацепления:

колеса b2=b?48 мм

шестерни b1=b2+6=54 мм

где b - ширина зацепления передачи

Высота головки зуба:

ha=mn=2 мм

где mn - модуль нормальный передачи

Высота ножки зуба:

hf=1,25*mn=2,5 мм

где mn - модуль нормальный передачи

Диаметр делительной окружности:

шестерни мм

колеса мм

где z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

mn - модуль нормальный передачи

в - угол наклона зубьев

Диаметр вершин зубьев:

шестерни мм

колеса мм

где d1 и d2 - диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

ha - высота головки зуба

Диаметр впадин зубьев:

шестерни мм

колеса мм

где d1 и d2 - диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

hа - высота ножки зуба

Силы действующие в зацеплении

окружная сила:

кН

где T1 - крутящий момент на шестерне

d1 - диаметр делительной окружности шетсерни

Радиальная сила:

кН

где Ft1 - окружная сила

б - угол наклона эвольвентного зацепления

в - угол наклона зубьев

Осевая сила:

кН

где Ft1 - окружная сила

в - угол наклона зубьев

Расчёт второй передачи.

Исходные данные:

u=3,52 - передаточное число первой передачи,

Мощность:

на шестерни N1=1,485 кВт

на колесе N2=1,382 кВт

Крутящий момент:

на шестерни T1=65,63 Н*м

на колесе T2= 213,2 Н*м

Частота вращения:

на шестерни n1=201,1 об/мин

на колесе n2=57,1 об/мин

Выбор материала:

Для первой передачи выбираем сталь 40х и термическую обработку для шестерни нормализация до 207 НВ единиц по шкале Брюнеля, а для колеса нормализацию до твёрдости 179 НВ единиц по шкале Брюнеля.

Расчёт допускаемых контактных напряжений

Расчёт эквивалентных циклов:



где n1 и n2 - частота вращения шестерни и колеса

Ti - крутящий момент i - ого режима работы механизма,

Tmax - максимальный крутящий момент,

ti - длительность i - ого режима работы механизма

n - кол - во режимов работы механизма.

Расчёт базового числа циклов:

где НВ - твёрдость шестерни и колеса

Определяем коэффициент долговечности

Так как NFE1>NFO и NFE2>NFO, то коэффициенты долговечности равны KFL1=KFL2=1.

где NHO1 и NHO2 -- базовые числа циклов нагрузки шестерни и колеса

NНЕ1 и NНЕ2 -- эквивалентные числа циклов нагрузки шестерни и колеса

Расчёт допускаемых контактных напряжений

МПа

МПа

где KHL1 ,KHL2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса

SH1 ,SH2 - коэффициент безопасности

ZR - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

Zv - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Выбор допустимого контактного напряжения:

МПа

МПа

где [уHP1] и [уHP2] - допустимые контактные напряжения шестерни и колеса.

Выбираем меньшее из двух полученных значений, т.е. допустимое контактное напряжение равно:

МПа

Расчёт допустимого напряжения изгиба

Расчёт эквивалентных циклов:

где n1 и n2 - частота вращения шестерни и колеса

Ti - крутящий момент i - ого режима работы механизма,

Tmax - максимальный крутящий момент,

ti - длительность i - ого режима работы механизма

n - кол - во режимов работы механизма.

Расчёт базового числа циклов:

Для всех стальных изделий он одинаков и равен NFO=4000000 циклов.

Определяем коэффициент долговечности:

Так как NFE1>NFO и NFE2>NFO, то коэффициенты долговечности равны KFL1=KFL2=1.

где NHO1 и NHO2 -- базовые числа циклов нагрузки шестерни и колеса

NНЕ1 и NНЕ2 -- эквивалентные числа циклов нагрузки шестерни и колеса

Расчёт допускаемых напряжений изгиба:

МПа

МПа

где KFL1 ,KFL2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса

SF1 ,SF2 - коэффициент безопасности

YR - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

Yv - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Определяем вспомогательный коэффициент шbd

Его берём из таблиц шbd=0,9

Определяем вспомогательный коэффициент шba

Определяем коэффициент в зависимости от вида передач

Т.к. лучшая по нагрузочной способности это косозубая, то Ka=43.

Определяем коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кб=1.1, т.к. передача косозубая.

Определяем коэффициент динамической нагрузки Кv=1.08, т.к. передача косозубая

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца Кв=1

Расчёт межосевое расстояние

мм

где T2 - крутящий момент на колесе

u - передаточное число передачи

Kб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Kв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца

Kv - коэффициент динамической нагрузки

шba - вспомогательный коэффициент отражающий зависимость межосевого расстояния от ширины зацепления

[уHP] - допустимое контактное напряжение

Ка - коэффициент в зависимости от вида передач.

Определяем контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

МПа

где [уHP] - допустимое контактное напряжение

Тmax - максимальный крутящий момент

Т - момент который принят за основной рабочий.

Определяем допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

МПа

Выбираем угол наклона зубьев в=140

Выбираем числа зубьев

шестерни z1=27

колеса z2=u*z1=27*3,54?95

Определяем модуль передачи

мм

где а - межосевое расстояние

z₁ и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Округляем его до стандартного mn=2 мм

Корректируем межосевое расстояние

мм

где mn - модуль нормальный передачи

z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Округляем до целого числа а=126 мм.

Корректируем угол наклона зуба

где а - межосевое расстояние

mn - модуль нормальный передачи

z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Определяем рабочую ширину зацепления

мм

где а - межосевое расстояние

ш_ab - вспомогательный коэффициент

Определяем эквивалентное число зубьев

где z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

Определяем коэффициент формы зубьев

По таблицам находим коэффициент формы зубьев

шестерни YF1=4,0

колеса YF2=3,61

Определяем слабый элемент передачи

где [уF1] и [уF2] - допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

YF1 и YF2 - коэффициенты форма зубьев шестерни и колеса

Наиболее слабый элемент передачи шестерня.

Определяем напряжения изгиба в шестерни

Мпа

где T1 - крутящий момент на шестерни

YF1 - коэффициент формы зубьев шестерни

Kб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Kв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца

Kv - коэффициент динамической нагрузки

Yв=1-(в/140)=0,886 - коэффициент учитывающий наклон зуба

b - ширина зацепления

mn - модуль нормальный передачи

z1 - число зубьев шестерни

Определяем максимальное допускаемое напряжение изгиба

Мпа

Мпа

где HB1 и HB2 - твёрдость шестерни и колеса

уFP lim max1 и уFP lim max2 - предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома

Определяем слабый элемент при действии максимальной нагрузки

где [уFP max1] и [уFP max2] - максимально допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Наиболее слабый элемент при действии максимальной нагрузки колесо.

Определяем максимальное напряжение изгиба слабого элемента

 Мпа

где Т_max - максимальный момент

Т - момент по которому ведётся расчёт

уF - напряжение изгиба при действии номинальной нагрузки

Основные размеры зубчатой пары

Ширина зацепления:

колеса b2=b?50 мм

шестерни b1=b2+6=56 мм

где b - ширина зацепления передачи

Высота головки зуба:

ha=mn=2 мм

где mn - модуль нормальный передачи

Высота ножки зуба:

hf=1,25*mn=2,5 мм

где mn - модуль нормальный передачи

Диаметр делительной окружности:

шестерни мм

колеса мм

где z1 и z2 - числа зубьев шестерни и колеса

mn - модуль нормальный передачи

в - угол наклона зубьев

Диаметр вершин зубьев:

шестерни мм

колеса мм

где d1 и d2 - диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

ha - высота головки зуба

Диаметр впадин зубьев:

шестерни мм

колеса мм

где d1 и d2 - диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

hа - высота ножки зуба

Силы действующие в зацеплении

окружная сила:

кН

где T1 - крутящий момент на шестерне

d1 - диаметр делительной окружности шестерни

Радиальная сила:

кН

где Ft1 - окружная сила

б - угол наклона эвольвентного зацепления

в - угол наклона зубьев

Осевая сила:

кН

где Ft1 - окружная сила

в - угол наклона зубьев

Расчёт валов редуктора.

Расчёт быстроходного вала.

1. Определяем нагрузки и их направления(см. рисунок 2) действующие на вал:

Осевая сила заменяется моментом в вертикальной плоскости:

Нмм

Радиальная сила действует в вертикальной плоскости:

F_r1=203 Н

Окружная сила действующая в горизонтальной плоскости:

F_t1=535 Н

Расчёт вала в вертикальной плоскости и горизонтальной плоскости:

Определяем реакции опор:

Н

Н

Рассчитываем изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

M_1в=0; M_2в=R_АВ*l2=-6601 Нмм; M_3в=M_2в+M_x=-1601 Нмм; M_4в=0.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

Нмм

Нмм

Рассчитываем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

M_1Г=0; M_2Г=R_АГ*l1=11890 Нмм; M_3Г= 0.

Суммарные изгибающие моменты:

Нмм

Приведённый момент во втором и третьем сечении:

Нмм

Определяем минимальные диаметры валов в этих сечениях:

мм

где [у]_и1 - допускаемое напряжение изгиба,

M_пр2 - приведенный момент.

Материал вала сталь 40х.



Рисунок 2

Анализ конструкции вала:

Из опасных участков на валу червячного колеса можно выделить сечение 3, где имеются высокие изгибающие моменты и концентраторы напряжений в форме канавок с галтелью. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям канавки с галтелью сечения 3:

где K_у =1,32 - коэффициент концентрации напряжений,

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,88 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям канавки с галтелью в сечении 3:

где K_ф =1,1 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,77 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Расчёт промежуточного вала.

Определяем нагрузки и их направления(см. рисунок 3) действующие на вал:

Осевая сила заменяется моментом в вертикальной плоскости:

Нмм

где F_x1 и F_x2 - осевая сила шестерни тихоходной передачи и колеса быстроходной передачи,

d₁ и d₂ - делительный диаметр шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач.

Радиальная сила действует в вертикальной плоскости:

F_r1=740 Н - радиальная сила на шестерни тихоход. передачи

F_r2 = 203 H - радиальная сила на колесе быстроходной передачи

Окружная сила действующая в горизонтальной плоскости:

F_t1=1970 Н - окружная сила на шестерни тих. передачи.

F_t2=535 H - окружная сила на колесе быстр. передачи.

Рисунок 3

Расчёт вала в вертикальной плоскости и горизонтальной плоскости:

Определяем реакции опор:

Н

Н

Рассчитываем изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

M_1в=0; M_2в=R_АВ*l3=12558 Нмм; M_3в=M_2в+M_x1=38158 Нмм; M_5в=R_БВ*l1=33887 Нмм;

M_4в=M_5в+M_x1=50627 Нмм.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

Н

Н

Рассчитываем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

M_1Г=0; M_2Г=R_АГ*l3=39858 Нмм; M_3Г=R_АГ*(l3+l2)-Ft2*l2=85983 Нмм; M_4Г= 0.

Суммарные изгибающие моменты во втором и третьем сечениях:

Нмм

Нмм

Приведённый момент во втором и третьем сечениях:

Нмм

Нмм

Определяем минимальные диаметры валов в этих сечениях:

мм

мм

где [у]_и1 - допускаемое напряжение изгиба,

M_пр - приведенный момент.

Материал вала сталь 40х.

Анализ конструкции вала:

Из опасных участков на валу червячного колеса можно выделить сечение 1,2 и 3 где имеются высокие изгибающие моменты и концентраторы напряжений в форме канавок с галтелью и шпоночного паза.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям канавки с галтелью в сечении 1:

где K_у =1,32 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,85 - масштабный фактор для касательных напряжений,

 - амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям канавки с галтелью в сечении 1:

где K_ф =1,1 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,73 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям канавки с галтелью в сечении 3:

где K_у =1,32 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,82 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям канавки с галтелью в сечении 3:

где K_ф =1,1 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,70 - масштабный фактор для касательных напряжений,

 - амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям шпоночного паза в сечении 2:

где K_у =1,5 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,82 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям шпоночного паза в сечении 2:

где K_ф =1,4 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,70 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Расчёт тихоходного вала.

Определяем нагрузки и их направления(см. рисунок 3) действующие на вал:

Осевая сила заменяется моментом в вертикальной плоскости:

Нмм

Радиальная сила действует в вертикальной плоскости:

F_r1=740 Н

Окружная сила действующая в горизонтальной плоскости:

F_t1=1970 Н

Рисунок 4

Расчёт вала в вертикальной плоскости и горизонтальной плоскости:

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

Н

Н

Рассчитываем изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

M_1в=0; M_2в=R_АВ*l2=-57757 Нмм; M_3в=M_2в+M_x=8122,9 Нмм; M_4в=0.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

Н

Н

Рассчитываем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

M_1Г=0; M_2Г=R_АГ*l1=58336,2 Нмм; M_3Г= 0.

Суммарные изгибающие моменты:

Нмм

Приведённый момент во втором и третьем сечении:

Нмм

Определяем минимальные диаметры валов в этих сечениях:

мм

где [у]_и1 - допускаемое напряжение изгиба,

M_пр2 - приведенный момент.

Материал вала сталь 40х.

6. Анализ конструкции вала:

Из опасных участков на валу червячного колеса можно выделить сечение 1,2 и 3 где имеются высокие изгибающие моменты и концентраторы напряжений в форме канавок с галтелью и шпоночного паза.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям канавки с галтелью в сечении 1:

где K_у =1,32 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,82 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям канавки с галтелью в сечении 1:

где K_ф =1,1 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,7 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям канавки с галтелью в сечении 3:

где K_у =1,32 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,76 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям канавки с галтелью в сечении 3:

где K_ф =1,1 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,65 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям шпоночного паза в сечении 2:



где K_у =1,5 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_у=0,76 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_у =0 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям шпоночного паза в сечении 2:

где K_ф =1,4 - коэффициент концентрации напряжений,

в =0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности,

е_ф=0,65 - масштабный фактор для касательных напряжений,

- амплитуда нормального напряжения,

- среднее напряжение,

ш_ф =0- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Общий коэффициент запаса по усталостной прочности:

Коэффициент безопасности удовлетворяет всем условиям.

7. Подбор и проверка подшипников

На основе эскизного проекта и конструктивного подбора диаметров валов. Подбираем следующие типы подшипников:

1. Для быстроходного вала подшипник шариковый радиально - упорный 46205 ГОСТ 831-75 , так как осевая сила равна радиальной силе ;

2. Для вала промежуточного подшипник шариковый радиально - упорный 46206 ГОСТ 831-75, так как осевая сила больше радиальной .

3. Для вала промежуточного подшипник шариковый радиально - упорный 46210 ГОСТ 831-75, так как осевая сила больше радиальной .

Проверяем подшипники вала червяка:

1. Определяем следующие отношения

F_x/F_r=0,15/0,2=0,75

F_x/[C₀]=0,15/8,34=0,018

По соотношению 1.2 определяем с помощью таблиц коэффициент осевого нагружения l_x=0,19

Определяем приведенную нагрузку:

Q=(x*k_k*F_r+y*F_x)*k_у*k_ф=(0,56*1*0,2+2,3*0,15)*1,3*1,05= 0,62

где F_r - радиальная нагрузка на подшипник,

x - коэффициент радиальной нагрузки,

y - коэффициент осевой нагрузки,

K_k - коэффициент вращения кольца,

К_у - коэффициент безопасности,

К_Т - температурный коэффициент,

F_x - осевая нагрузка на подшипник.

2. Определяем потребную динамическую грузоподъёмность подшипника:

кН

где n - частота вращения вала,

Q - приведённая нагрузка на подшипник,

Lh - потребный ресурс в часах,

б - показатель степени.

Подшипники данного типа удовлетворяют условию динамической грузоподъёмности.

Проверяем подшипники вала червячного колеса:

3. Определяем следующие отношения

F_x/F_r=0,58/0,74=0,78

F_x/[C₀]=0,58/12=0,043

По соотношению 1.2 определяем с помощью таблиц коэффициент осевого нагружения l_x=0,44

Определяем приведенную нагрузку:

Q=(x*k_k*F_r+y*F_x)*k_у*k_ф=(0,56*1*0,74+1*0,58)1,3*1,05=1,35

где F_r - радиальная нагрузка на подшипник,

x - коэффициент радиальной нагрузки,

y - коэффициент осевой нагрузки,

K_k - коэффициент вращения кольца,

К_у - коэффициент безопасности,

К_Т - температурный коэффициент,

F_x - осевая нагрузка на подшипник.

4. Определяем потребную динамическую грузоподъёмность подшипника:

кН

где n - частота вращения вала,

Q - приведённая нагрузка на подшипник,

Lh - потребный ресурс в часах,

б - показатель степени.

Подшипники данного типа удовлетворяют условию динамической грузоподъёмности.

5. Определяем следующие отношения

F_x/F_r=0,54/0,82=0,65

F_x/[C₀]=0,65/24,9=0,026

По соотношению 1.2 определяем с помощью таблиц коэффициент осевого нагружения l_x=0,34

Определяем приведенную нагрузку:

Q=(x*k_k*F_r+y*F_x)*k_у*k_ф=(0,46*1*0,82+1,62*0,54)1,3*1,05=1,7 кН

где F_r - радиальная нагрузка на подшипник,

x - коэффициент радиальной нагрузки,

y - коэффициент осевой нагрузки,

K_k - коэффициент вращения кольца,

К_у - коэффициент безопасности,

К_Т - температурный коэффициент,

F_x - осевая нагрузка на подшипник.

6. Определяем потребную динамическую грузоподъёмность подшипника:

кН

где n - частота вращения вала,

Q - приведённая нагрузка на подшипник,

Lh - потребный ресурс в часах,

б - показатель степени.

Подшипники данного типа удовлетворяют условию динамической грузоподъёмности.

8. Расчёт шпонок шлицевых соединений

1. Шпонка на входном конце быстроходного вала:

Выбираем шпонку из диапазона св. 17 до 22 со следующими параметрами:

b=6 мм, h=6 мм, l=32 мм, t₁=3,5 мм, t₂=2,8 мм.

Проверка шпонки на смятие:

МПа

Шпонка удовлетворяет условию смятия.

2. Шпонка колеса быстроходного вала:

Выбираем шпонку из диапазона св. 22мм до 30мм со следующими параметрами:

b=8 мм, h=7 мм, l=32 мм, t₁=4 мм, t₂=3,3 мм.

Проверка шпонки на смятие:

МПа

Шпонка удовлетворяет условию смятия.

3. Шпонка колеса тихоходного вала:

Выбираем шпонку из диапазона св. 30 до 38 со следующими параметрами:

b=10 мм, h=8 мм, l=46 мм, t₁=5 мм, t₂=3,3 мм.

Проверка шпонки на смятие:

МПа

Шпонка удовлетворяет условию смятия.

4. Шпонка выходного конца тихоходного вала:

Выбираем шпонку из диапазона св. 22 до 30 со следующими параметрами:

b=8 мм, h=7 мм, l=60 мм, t₁=4 мм, t₂=3,3 мм.

Проверка шпонки на смятие:

МПа

Шпонка удовлетворяет условию смятия.

Заключение

В заключении необходимо пояснить, что толкатель работает в тяжёлых условиях и для обеспечения надёжной и долговечной работы необходимо соблюдать следующие правила эксплуатации.

По двигателю:

1. Категорически не допускается работа двигателя при рабате тормоза.

2. Не допускается превышать рабочее напряжение двигателя

3. При перегреве двигателя конвейер необходимо остановить и дать двигателю остыть.

По редуктору:

1. Необходимо смазывать машинным масло марки Л.

2. Не допускается работа редуктора без масла.

3. Все уплотнительные изделия обязательно контролируются на предмет подтеканий.

4. Время смены смазки не менее одного раза в год.

По подшипниковым узлам толкателя.

1. Смазывать и осматривать не реже одного раза в полгода

2. Применять пластичную смазку ЛИТОЛ - 24.

3. Следить за состоянием уплотнительных элементов.

Список использованной литературы.

1. Маньшин Ю.П. Методические указания к курсовой работе по оcновам конструирования механизмов. «Массовые силовые и геометрические характеристики устройств меж операционного транспорта». Ч.1 Ростов на Дону, 1997г

2. . Маньшин Ю.П. Методические указания к курсовой работе по оcновам конструирования механизмов. «Энергетические, кинематические и динамические характеристики привода». Ч.1 Ростов на Дону, 1997г

3. Маньшин Ю.П., Дьяченко А.Г. Методические указания к курсовой работе.

Кинематическая, энергетическая и габаритная разработка оптимального варианта заданной механической системы. «Основы конструирования и САПР». Ростов на Дону,1996г.

4. А.А. Андросов «Расчет и проектирование деталей машин», учебное пособие. Ростов-на-Дону, 2002.