Проектирование привода конвейера с двухступенчатым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

57

Московский Государственный Университет Инженерной Экологии

кафедра ОКО

Курсовой проект

Тема:

Проектирование привода конвейера с двухступенчатым редуктором

Студент Овчаров Е. В.

Преподаватель

Факультет АИТ Егоров Ю. В.

Москва 2002 г.

Оглавление

Введение

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2. Расчет валов

2.1 Тихоходный вал

2.1.1 Проектный расчет

2.1.2 Проверочный расчет

2.1.3 Расчет на жесткость

2.2 Быстроходный вал

2.2.1 Проектный расчет

2.2.2 Проверочный расчет

2.3 Промежуточный вал

2.3.1 Проектный расчет

2.3.2 Проверочный расчет

3. Расчет подшипников

3.1 На тихоходном валу

3.2 На быстроходном валу

3.3 На промежуточном валу

3.4 На приводном валу

4. Выбор шпонок

4.1 На тихоходном валу

4.2 На хвостовике тихоходного вала

4.3 На хвостовике быстроходного вала

4.4 На промежуточном валу

4.5 На хвостовике приводного вала

4.6 На приводном валу

5. Выбор муфт

6. Выбор тяговой звёздочки

7. Определение параметров корпуса редуктора

8. Выбор смазки редуктора

9. Определение допусков форм и расположения поверхности (на примере вала)

10. Расчет приводного вала

10.1 Проектный расчет

10.2 Проверочный расчет

10.3 Расчет на жесткость

Литература

Приложение

Введение

Дано:

Звёздочка: шаг р=100 мм, число зубцов z=8;

скорость цепи: v = 0,8 м/с;

Максимальное рабочее усилие на звёздочке: F_t = 3,3 кН;

F₁ - натяжение ведущей ветви ленты;

F₂ - натяжение ведомой ветви ленты;

F₂ = 0,25*F₁

F_t = F₁ * F₂;

Высота оси звёздочки над полом цеха: b = 800 мм;

Типовой режим нагрузки N

k_сут = 0,4;

k_год = 0,5;

Срок службы: t_сл = 5 лет;

Режим работы - IV (лёгкий)

коэффициент динамичности нагрузки привода: k = 1,3

Т_ном = k*Т_max

Разработать:

1. Общий вид привода;

2. Редуктор;

3. Вал приводной;

4. Рабочие детали привода.

Редуктор (от латинского reductor - отводящий назад, приводящий обратно), зубчатая (в том числе червячная) или гидравлическая передача, предназначенная для изменения угловых скоростей и вращающих моментов.

Цепные конвейеры перемещают подвешенные емкости, содержащие сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на большие расстояния. Их широко применяют для механизации сборочных конвейеров заводов, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Тяговым органом цепного конвейера служит гибкая цепь.

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Определяем частоту вращения звёздочки

n _зв = n_{вых. ред.}

n_вых = 6*10⁴*v / р*D = 6*10⁴*0,8 / 3,14* = 59,95 об/мин;

Определяем синхронную частоту вращения электродвигателя

По [1, стр. 6, табл. 1.2]

U_прив = 6,25 ? 25 (U_цил)

U_зв = 2,5 ? 5 (U_цил)

U_прив = (2,5 ? 5)*(2,5 ? 5) = (6,25 ? 25);

U_прив = n_дв / n_вых ;

n_дв = U_прив*n_вых = (6,25 ? 25)*59,95 = (374,7 ? 1499) об/мин;

Асинхронный двигатель выпускают со стандартной частотой вращения:

n_{дв. ас} = (750, 1000, 1500, 3000) об/мин;

Принимаем n_дв = 750 об/мин;

Определяем мощность электродвигателя и выбираем электродвигатель

По [1, стр. 4, табл. 1.1]

з_т = з_б = 0,97

з_муфты = 0,98

з_подшип = 0,99

Определяем мощность на звездочке и её валу

P_зв = F_t*v / 1000 = 3,3*10³*0,8 / 1000 = 2,64 кВт;

Определяем мощность на выходном валу

P_вых = P_з / з_подшип*з_муфты = 2,64 / 0,99*0,98 = 2,72 кВт;

Определяем мощность на промежуточном валу

P_промеж = P_вых / з_подшип*з_т = 2,72 / 0,99*0,97 = 2,83 кВт;

Определяем мощность на входном валу

P_вх = P_промеж / з_подшип*з_б = 2,83 / 0,99*0,97 = 2,95 кВт;

Определяем мощность двигателя

P_{привода} = P_дв = P_вх / з_муфты = 2,95 / 0,98 = 3,01 кВт;

По [1, стр. 377, табл. 24.8] выбираем электродвигатель исполнения IM1081 4A112MB8/700: P_дв = 3 кВт(с учётом 10% перегрузки); n_дв = 700 об/мин;

% ? 10%

Разбивка передаточного числа привода по отдельным ступеням

U_прив = n_дв / n_вых = 700 / 59,95 = 11,67

U_т =

U_б = U_ред / U_т

U_прив = U_т*U_б = U_ред

U_ред = U_прив = 11,67

U_т = > U_т = 3,15 (из первого ряда по [3, стр. 137])

U_б = 11,67 / 3,15= 3,7 > U_б = 3,55 (из второго ряда по [3, стр. 137])

Определяем частоты вращения валов редуктора

Вх > n_вх = n_дв = 700 об/мин;

Пр > n_пр = n_дв / U_б = 700 / 3,55 = 197,18 об/мин;

Вых > n_вых = n_пр / U_т = 197,18 / 3,15 = 62,6 об/мин;

% = 4,4% < 5%;

Определяем крутящий момент на валах редуктора

Вх > T_вх =

Пр > T_пр =

Вых > Т_вых =

Определяем суммарное время работы передачи

L = t_сл*365*k_год*k_сут*24 = 5*365*0,5*0,4*24 = 8760 часов;

UREMA = ;

2. Расчет валов

2.1 Тихоходный вал

2.1.1 Проектный расчет

Вычерчиваем с хвостовика.

d_ср = мм; принимаем d_ср = 40,9 мм.

[ф]_кр = 30 ? 35 МПа (для звёздочных редукторов); принимаем [ф]_кр = 30 МПа;

По таблице [1, стр. 432, табл. 24.27] ГОСТ 12081 - 72

d_ср = 41,27 мм, принимаем d_ср = 40,9 мм;

d - номинальный диаметр, d = 45 мм;

d₁ = M30 ? 2;

l₁ = 110 мм;

l₂ = 82 мм;

По [1, стр. 159] имеем l₀ = 0,15*d = 0,15*45 = 6,75 мм;

По таблице [1, стр. 160, табл. 10.1] ГОСТ 10549 - 80 Тип проточки I

Шаг резьбы - p = 3 мм.

b = 5 мм; r = 1,6 мм; r₁ = 1 мм.

d_п - диаметр под подшипник.

d_п = d + (2 ? 4) = 50 мм;

d_зп - диаметр заплечика под подшипник.

d_зп = (60 ? 63) мм, принимаем d_зп = 60 мм;

d_k = d_п + (2 ? 4) = 50 + 5 = 55 мм;

d_k - диаметр вала под колесом.

d_зк = d_к + (6 ? 8) = 55 + 7 = 62 мм;

d_в = d_зп + (8 ? 10) = 60 + 10 = 70 мм;

2.1.2 Проверочный расчет

См. Рисунок №1 в приложении.

Исходные данные:

a =102

b = 55 мм;

c = 106 мм;

d_w = 195 мм;

T_т.в. = Т_вых = Т_Т = 421,8 Н*м;

F_t^T = 4326 H;

F_a^T = 768 H;

F_r^T = 1599 H;

Принимаем Сталь 45

По [2, том 1, стр. 114]

Сталь 45 (улучшение (закалка с высоким отпуском)) 192 … 285 HB

Для стали 45: у_т = 450 МПа;

у_в = 750 МПа;

F_m^T = ;

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в вертикальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?М_А^В = 0; R_В^В*(a + b) - F_r^T*b + F_a^T* = 0

R_В^В =

?M_В^В = 0; - R_А^В*(a + b) + F_r^T*a + F_a^T* = 0

R_А^В =

?F^В = 0; R_a^T - F_r^Т + R_В^В = 0 > 0 = 0

Строим эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

R_в^В*z₁ = 0;

z₁ = 0; M^В_изг = 0;

z₁ = a; R_в^В*a = 83,2*0,102 = 8,5 Н*м;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

R_А^В* z₂ = 0;

z₂ = 0;

R_A^B*b = 1515,8 *0.055 = 83.37 Н*м.

z₂ = b;

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в горизонтальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?М_в^Г = 0; Rа^Г*(a + b) - F_t^T*a - F_m^T*(a + b + c) = 0;

R_А^Г = ;

?М_А^Г =0; R_В^Г*(a + b) + F_t^T*b - F_m^T*c = 0;

R_В^Г = ;

Строим эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

-R_В^Г*z₁ = 0

z₁ = 0; M^Г_изг = 0;

z₁ = a; R_В^Г*a =-22,2 Н*м;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

R_А^Г*(z₂) - F_m^T*(c+z₂ )= 0;

z₂ = 0; R_А^Г*c = -2567.2*0.106 =-272.1Н*м;

z₂ = b; R_А^Г*(b) - F_m^T*(c+b) = -22.2 Н*м;

Сечение 1-1

М = ;

Сечение 2-2

М = ;

Наиболее опасным является сечение 2-2.

Сечение 1-1 ослаблено отверстием под шпонку, мы должны проверить и его.

Проверяем сечение 1-1 (d = d_к = 60 мм):

у_изг = ;

ф = ;

Расчет вала осуществляется по запасу сопротивления усталости - n.

n =

n_у = и n_ф = ;

Где у_a, ф_a - амплитуды переменных составляющих циклов;

у_m, ф_m - амплитуды постоянных составляющих циклов;

у_-1, ф_-1 - пределы выносливости при изгибе и кручении;

k_d - масштабный фактор;

k_F - фактор шероховатости;

k_у, k_ф - эффективный коэффициент концентраторов напряжений при изгибе и кручении.

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг = =1,1 МПа;

ф_m = ф_a = 0,5*ф = =4,87 МПа;

у_-1 = (0,4 ? 0,5)*у_в = 0,4*750 = 300 МПа;

ф_-1 = (0,2 ? 0,3)*у_в = 0,2*750 = 150 МПа;

k_d = 0,7;

k_F = 1,0;

Посадка колеса на вал с натягом > k_у = 1,9

k_ф = 1,4

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 7,62 ? [n] = 1,5;

Сечение 2-2 (d = d_п = 55 мм):

у_a = у_изг = ;

ф = ;

у_m = 0;

В качестве концентратора напряжений при установке подшипника на вал выступает канавка или галтель.

Для канавки или галтели:

k_у = 1,9;

k_ф = 1,4;

k_d = 0,7;

k_F = 1,0;

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 5,6 ? [n] = 1,5;

2.1.3 Расчет на жесткость

См. Рисунок №2 в приложении.

Делается только для тихоходного вала.

При этом определяется:

- угол поворота в подшипниковых опорах - и;

- величина прогиба (Y) в месте установки колеса;

?y = y₁(F_r^T, F_t^T) + y₂(F_m^T) ? [y];

y₁ = ;

E = 2*10⁵ МПа;

l = a + b;

Где m = 3 мм - модуль зацепления;

F = ;

y = ;

y₁ = = ;

y₂ = ;

?y = y₁(F_r^T, F_t^T) + y₂(F_m^T) ? [y];

?y = 0,0034 + 0,0047 = 0,0081мм ? [y] = 0,01*m = 0,01*2 = 0,02мм;

и₁ = ;

и₂ = ;

?и = и₁ + и₂ ? [и];

?и = -21*10^-6 ? [и] = 0,005 рад.

2.2 Быстроходный вал

2.2.1 Проектный расчет

Вычерчиваем с хвостовика

d₁ = d_дв - диаметр двигателя;

По таблице [1, стр. 415, табл. 24.7] для двигателя IM1081 4A112MB8

d₁ = 32 мм.

d_ср - средний диаметр хвостовика.

d_ср = (0,8 ? 1,2)*d₁ = 0,8*32 = 25,6 мм.

По таблице [1, стр. 431, табл. 24.27] ГОСТ 12081 - 72 принимаем d_ср = 25,9 мм.

d - номинальный диаметр; d = 28 мм.

d₁ = M16 ? 1,5.

l₀ = 0,15*d = 4,2 мм.

l₁ = 60 мм.

l₂ = 42 мм.

l_ср = l₂ / 2 = 42 / 2 = 21 мм.

d_п - диаметр под подшипник;

d_п = d + (2 ? 4) = 28 + 2 = 30 мм.

d_зп - диаметр заплечика под подшипник; d_зп = (36,5 ? 39) мм

принимаем d_зп = 38 мм.

По таблице [1, стр. 160, табл. 10.1] ГОСТ 10549 - 80 Тип проточки I

Шаг резьбы - p = 1,5 мм;

b = 4 мм; r = 1 мм; r₁ = 0,5 мм.

2.2.2 Проверочный расчет

См. Рисунок №3 в приложении.

Исходные данные:

a =03

b = 43 мм;

c = 133 мм;

d_w = 44 мм;

Т_Б = 39,8 Н*м;

F_t^Б = 1766 Н;

F_a^Б = 302 H;

F_r^Б = 652 H;

Принимаем Сталь 45

По [2, том 1, стр. 114]

Сталь 45 (улучшение (закалка с высоким отпуском)) 192 … 285 HB

Для стали 45: у_t = 450 МПа

у_в = 750 МПа;

F_m^Б = 125*;

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в вертикальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?M_В^В = 0; R_А^В*(a + b) - F_r^Б*b + F_a^Б* = 0;

R_А^B = ;

?M_A^B = 0; F_r^Б*a - R_B^B*(a + b) + F_a^Б* = 0;

R_B^B = ;

Строим эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

-R_A^B*z₁ = 0;

z₁ = 0; M^B_изг = 0;

z₁ = a; -R_B^B*a = -15 Н*м;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

-R_B^B *z₂ = 0;

z₂ = 0; -R_B^B*0 = 0 Н*м

z₂ = b; R_B^B*b= - 21,7 Н*м

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в горизонтальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?M_B^Г = 0; R_A^Г*(a + b) - F_t^Б*b + F_m^Б*c = 0;

R_A^Г = ;

?M_A^Г = 0; + F_m^Б*(а+b+с) + F_t^Б*a - R_B^Г*(a + b) = 0;

R_B^Г = ;

?F^Г = 0; -F_m^Г + R_A^Г - F_t^Б + R_В^Г = 0; 0 = 0;

Строим эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

- R_A^Г*z₁ = 0;

z₁ = 0; M^Г_изг = 0;

z₁ = a; - R_A^Г*a = -20.4 Н*мм;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

+ R_B^Г*z₂ - Fм^Б*(c+z₂ )= 0;

z₂ = 0; - Fм^Б*(с )= -104,9 Н*м;

z₂ = b; - R_B^Г*b - Fм^Б*(с+b)= -20.4 Н*м;

Участок 3:

0 ? z₃ ? c

- F_m^Б*z₃ = 0;

z₃ = 0; M^Г_изг = 0;

z₃ = c; - F_m^Б*с = - 104.9 Н*м;

Сечение 1-1

М = ;

Сечение 2-2

М = ;

Сечение 2-2 (d = d_п = 30 мм):

у_a = у_изг = ;

ф = ;

ф_m = ф_a = 0,5*ф

у_-1 = 300 МПа;

ф_-1 = 150 МПа;

у_m = 0;

В качестве концентратора напряжений при установке подшипника на вал выступает канавка или галтель.

Для канавки или галтели:

k_у = 1.9;

k_ф = 1,4;

k_d = 0,83;

k_F = 1,0;

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 3,28 ? [n] = 1,5;

Проверяем сечение 1-1 (d = d_зп = 38 мм)

у_изг = ;

ф = ;

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг = 4.6 МПа;

ф_m = ф_a = 1,81 МПа;

у_-1 = 300 МПа;

ф_-1 = 150 МПа;

k_d = 0,8;

k_F = 1,0;

k_у = 1.85;

k_ф = 1,4;

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 25.3? [n] = 1,5;

2.3 Промежуточный вал

2.3.1 Проектный расчет

d_п^промеж = d_п^Б +5мм= 30+5=35 мм;

Где d_п^Б - диаметр под подшипник на быстроходном валу.

Подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75

D = 80 мм; (внешний диаметр подшипника).

B = 21 мм; (ширина подшипника).

r = 2 мм;

d_зп^промеж = 44 мм;

d_зк^промеж = 52 мм;

d_к^промеж = 40 мм;

d_в^пром = d_зп^пром + (8 ? 10) = 52 мм

2.3.2 Проверочный расчет

См. Рисунок №4 в приложении.

Исходные данные:

a = 53 мм;

b = 49 мм;

c = 50 мм;

d_w^Т = 65 мм;

d_w^Б = 166 мм;

T_пр. = 146,6 Н*м;

F_t^T = 4326 H;

F_a^T = 768 H;

F_r^T = 1599 H;

F_t^Б = 1766 H;

F_a^Б = 302 H;

F_r^Б = 652 H;

Принимаем Сталь 45

По [2, том 1, стр. 114]

Сталь 45 (улучшение (закалка с высоким отпуском)) 192 … 285 HB

Для стали 45: у_т = 450 МПа;

у_в = 750 МПа;

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в вертикальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?М_А^В = 0; R_B^B*(a + b + c) + F_r^T*(a) - F_r^Б*(a+b) = 0;

R_B^B =

?M_B^B = 0; R_A^B*(a + b + c) + F_r^Б*c - F_r^T*(c+b) = 0;

R_A^B =

Строим эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

-R_A^B*z₁ = 0;

z₁ = 0; М^В_изг = 0;

z₁ = a; -R_A^B*a = 43.8 Н*м;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

-R_A^B*(a + z₂) + F_r^т*z₂ - F_a^т* = 0;

z₂ = 0; -R_A^B*a - F_a^Т* = -68,88 Н*м;

z₂ = b; -R_A^B*(a + b) + F_r^Т*b - F_a^Т* = -31 Н*м;

Участок 3:

0 ? z₃ ? c

-R_B^B*z₃ = 0;

z₃ = 0; М^В_изг = 0;

z₃ = c; -R_B^B*c = -6 Н*м;

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в горизонтальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?M_А^Г = 0; R_В^Г*(a + b + c) - F_t ^T*a - F_t^Б*(a+b) = 0;

R_В^Г = ;

?M_В^Г = 0; - R_А^Г*(a + b + c) - F_t^T*(b + c) + F_t^Б*c = 0;

R_А^Г = ;

Строим эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости.

Участок 1:

0 ? z₁ ? a

-R_А^Г*z₁ = 0;

z₁ = 0; M^Г_изг = 0;

z₁ = a; -R_А^Г*a = - 180 Н*м;

Участок 2:

0 ? z₂ ? b

-R_А^Г*(a + z₂) + F_t^T*z₂ = 0;

z₂ = 0; -R_А^Г*a =-180 Н*м;

z₂ = b; -R_А^Г*(a + b) + F_t^T*b = -134.7 Н*м

Сечение 1-1

М = ;

Сечение 2-2

М = ;

Сечение 3-3

М = ;

Наиболее опасным является сечение 2-2.

Сечение 1-1 ослаблено проточкой под заплечико, мы должны проверить и его.

Проверяем сечение 1-1 (d = 40 мм):

у_изг = ;

ф = ;

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг =28 МПа;

ф_m = ф_a = 0,5*ф =5,75 МПа;

у_-1 = 300 МПа;

ф_-1 = 150 МПа;

k_d = 0,76;

k_F = 1,0;

Посадка колеса на вал с натягом > k_у = 1,85

k_ф = 1,4

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 4,2 ? [n] = 1,5;

Проверяем сечение 2-2 (d = 40 мм)- осл-о шпонкой

у_изг = ;

ф = ;

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг =30,1 МПа;

ф_m = ф_a = 0,5*ф =5,7 МПа;

у_-1 = 300 МПа;

ф_-1 = 150 МПа;

k_d = 0,78;

k_F = 1,0;

k_у = 1,7;

k_ф = 1,4

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 4 ? [n] = 1,5;

Проверяем сечение 3-3 (d = 35 мм) -ослаблено шпонкой и проточкой.

у_изг = ;

ф = ;

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг =30,1 МПа;

ф_m = ф_a = 0,5*ф =8,55 МПа;

у_-1 = 300 МПа;

ф_-1 = 150 МПа;

k_d = 0,8;

k_F = 1,0;

k_у = 1,85;

k_ф = 1,75

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 3,6 ? [n] = 1,5;

3. Расчет подшипников

3.1 На тихоходном валу

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10] ГОСТ 8338 - 75

Подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии.

d_п = 50 мм; (внутренний диаметр подшипника).

D = 110 мм; (внешний диаметр подшипника).

B = 27 мм; (ширина подшипника).

r = 3 мм;

Подшипник №310 ГОСТ 8338 - 75.

По таблице [1, стр. 141, рис. 7.57 (а)];

D_w = 0,32*(D - d_п) = 0,32*(110 - 50) = 19,2 мм;

S = 0,15*(D - d_п) = 0,15*(110 - 50) = 9 мм;

D_pw = = = 80 мм;

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10];

С₀ = 36,0 кН = 36,0*10³ Н;

С = 48,5 кН = 48,5*10³ Н;

L_h = 21024 часов;

n_вых = 47,5 мин^-1;

Где L_h - срок службы

n_вых - частота вращения тихоходного вала

Определяем суммарную реакцию в опорах:

R_A = = = 7270,8 H;

R_В = = = 233,15 H;

Наиболее нагружен подшипник в опоре “А”

Проверяем подшипник в опоре “А”, прикладывая к нему силу F_a^T

Определяем эквивалентную нагрузку:

P = (X*н*F_r + Y*F_a)*K_у*K_т;

K_у = 1,3;

K_т = 1,0;

н = 1,0;

X - коэффициент осевой нагрузки

Y - коэффициент радиальной нагрузки

По таблице [4, стр. 6, табл. 1] или по [1, стр. 104, табл. 7.1]

F_a^T / C₀ = 768 / 36*10³ = 0,021;

при б = 0 > X = 0,56;

Y = 1,99;

P = (0,56*1*1599 + 1,99*768)*1,3*1 = 3150,9 H;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Для шариковых подшипников p = 3;

C_p = 10064,3 Н < 48500 H;

3.2 На быстроходном валу

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10] ГОСТ 8338 - 75

d_п = 30 мм; (внутренний диаметр подшипника).

D = 72 мм; (внешний диаметр подшипника).

B = 19 мм; (ширина подшипника).

r = 2 мм.

Подшипник №306 ГОСТ 8838 - 75 (подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии).

По таблице [1, стр. 141, рис. 7.57 (а)];

D_w = 0,32*(D - d_п) = 0,32*(72 - 30) = 13,4 мм;

S = 0,15*(D - d_п) = 0,15*(72 - 30) = 6,3 мм;

D_pw = = = 51 мм;

L_h = 21024 часов;

n_вх = 950 мин^-1;

Где L_h - срок службы

n_вх - частота вращения быстроходного вала

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10];

С₀ = 15,1 кН

С = 22,0 кН

Определяем суммарную реакцию в опорах:

R_A = = = 1988,4 H;

R_В = = = 2800 H;

Определяем эквивалентную нагрузку:

P = (X*н*F_r + Y*F_a)*K_у*K_т;

K_у = 1,3;

K_т = 1,0;

н = 1,0;

X - коэффициент осевой нагрузки

Y - коэффициент радиальной нагрузки

По таблице [4, стр. 6, табл. 1] или по [1, стр. 104, табл. 7.1];

F_a^Б / C₀ = 302 / 15100 = 0,02;

при б = 0 > X = 0,56;

Y = 2,3;

P = (0,56*1*652 + 2,3*302)*1,3*1 = 1377,6H;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Для шариковых подшипников p = 3;

C_p = 4400,2H < 22000H;

3.3 На промежуточном валу

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10] ГОСТ 8338 - 75

d_п = 35 мм; (внутренний диаметр подшипника).

D = 80 мм; (внешний диаметр подшипника).

B = 21 мм; (ширина подшипника).

r = 2 мм.

Подшипник №307 ГОСТ 8838 - 75 (подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии).

По таблице [1, стр. 141, рис. 7.57 (а)];

D_w = 0,32*(D - d_п) = 0,32*(80 - 35) = 14,4 мм;

S = 0,15*(D - d_п) = 0,15*(80-35) = 6,75 мм;

D_pw = = = 57,5 мм;

По таблице [1, стр. 417, табл. 24.10];

С₀ = 17,9 кН ;

С = 26,2 кН;

Определяем суммарную реакцию в опорах:

R_A = = = 3497,7 H;

R_В = = = 2696,2 H;

Определяем эквивалентную нагрузку:

P = (X*н*F_r + Y*F_a)*K_у*K_т;

K_у = 1,3;

K_т = 1,0;

н = 1,0;

X - коэффициент осевой нагрузки

Y - коэффициент радиальной нагрузки

По таблице [4, стр. 6, табл. 1] или по [1, стр. 104, табл. 7.1]

F_a^Т / C₀ = 768 / 17900 = 0,043

при б = 0 > X = 0,56;

Y = 1,71;

F_a = F_a^Т - F_a^Б = 768-302 = 466Н;

P = (0,56*1*1599 + 1,71*768)*1,3*1 = 2871,3 H;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Для шариковых подшипников p = 3;

C_p = 9171,2 H < 26200H;

3.4 На приводном валу

По таблице [1, стр. 418, табл. 24.12] ГОСТ 28428 - 90

d_п = 50 мм; (внутренний диаметр подшипника).

D = 110 мм; (внешний диаметр подшипника).

B = 27 мм; (ширина подшипника).

r = 3 мм.

Подшипник 1310 ГОСТ 28428 - 90 (подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный, средней серии).

По таблице [1, стр. 141, рис. 7.57 (в)];

D_w = 0,25*(D - d_п) = 0,25*(110 - 50) = 15 мм;

S = 0,17*(D - d_п) = 0,17*(110 - 50) = 10,2 мм ? 10 мм;

D_pw = 0,5*(D + d_п) = 0,5*(110 + 50) = 80 мм;

0,5*D_w = 0,5*15 = 7,5 мм;

0,5*B = 0,5*27 = 13,5 мм;

С₀ = 19,5 кН = 36300 Н;

С = 41,5 кН = 48500 Н;

L_h = 21024 часов;

n_вых = 47,5 мин^-1;

Где L_h - срок службы

n_вых - частота вращения тихоходного вала

Наиболее нагружен подшипник в опоре “B”

Проверяем подшипник в опоре “B”, прикладывая к нему силу F_a^T

Определяем эквивалентную нагрузку:

P = (X*н*F_r + Y*F_a)*K_у*K_т;

K_у = 1,3;

K_т = 1,0;

н = 1,0;

X - коэффициент осевой нагрузки

Y - коэффициент радиальной нагрузки

По таблице [1, стр. 419, табл. 24.12]

X = 0,65;

Y = 4,14;

P = (0,65*1*9410,54 + 4,14)*1,3*1 = 7957,29 H;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Для шариковых подшипников p = 3;

C_p = 31136,87 Н < 48500 H;

4. Выбор шпонок

Все шпонки рассчитываются на напряжения среза и напряжения смятия.

4.1 На тихоходном валу

По таблице [1, стр. 432, табл. 24.29] ГОСТ 23360 - 78

d_к = 55 мм > b = 16 мм; h =10 мм; l = (45 ? 180) мм;

l_р = 4*Т_вых / d_к*h*[у_см];

[у_см] = 200 МПа;

Т_вых = 421,8 Н*м;

l_р = 4*421,8 / 55*200*10 = 15,3 мм

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 36 мм

Шпонка 16 ? 10 ? 36 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая).

4.2 На хвостовике тихоходного вала

[у_см] =150 МПа

d_ср = 41 мм;

d_ср = 46 мм > b = 12 мм; h = 8 мм; l = (28 ? 140) мм;

l_р = 4*Т_вых / d_ср*h*[у_см] = 4*421,8 / 41*8*150= 34,3 мм,

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 63 мм

Шпонка 12 ? 8 ? 63 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая).

4.3 На хвостовике быстроходного вала

[у_см] = 150 МПа

d_ср = 25мм;

По таблице [1, стр. 431, табл. 24.27] ГОСТ 23360 - 78

d_ср = 25 мм > b = 8 мм; h = 7 мм; l = (18 ? 90) мм;

l_р = 4*Т_вх / d_ср*h*[у_см] = 4*39,8 / 25*7*150 = 6,1 мм

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 32мм

Шпонка 8 ? 7 ? 32 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая).

4.4 На промежуточном валу

d_к = 40 мм > b = 12 мм; h = 8 мм; l = (28 ? 140) мм;

l_р = 4*Т_промеж / d_к*h*[у_см];

[у_см] = 200 МПа;

Т_промеж = 146,5 Н*м;

l_р = 4*146,5 / 40*8*200 = 9,1 мм;

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 25 мм

Шпонка 12 ? 8 ? 25 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая).

4.5 На хвостовике приводного вала

[у_см] =150 МПа

d_ср = 41 мм;

По таблице [1, стр. 431, табл. 24.27] ГОСТ 23360 - 78

d_ср = 46 мм > b = 12 мм; h = 8 мм; l = (28 ? 140) мм;

l_р = 4*Т_вых / d_ср*h*[у_см] = 4*421,8 / 41*8*150= 34,3 мм,

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 63 мм

Шпонка 12 ? 8 ? 63 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая)

4.6 На приводном валу

По таблице [1, стр. 432, табл. 24.29] ГОСТ 23360 - 78

d_к = 65 мм > b = 20 мм; h = 12 мм; l = (56? 220) мм;

l_р = 4*Т_промеж / d_к*h*[у_см];

[у_см] = 200 МПа;

Т_промеж = 3300 Н*м;

l_р = 4*3300 / 65*12*200 = 0,085 м

выбираем значение l из стандартного ряда > l = 90 мм

Шпонка 20 ? 12 ? 90 ГОСТ 23360 - 78 (шпонка призматическая).

5. Выбор муфт

Основной (паспортной) характеристикой любой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана.

Основное условие подбора муфт:

T_н*k ? [T]

Где Т_н - номинальный момент нагрузки;

k - коэффициент динамичности нагрузки (привода).

Для передачи крутящего момента между электродвигателем и редуктором необходимо поставить муфту.

Выбираем Муфту Упругую Втулочно-Пальцевую (МУВП)

По [2, том 2, стр. 192] ГОСТ 21424 - 75

Упругие втулочно-пальцевые муфты общего назначения применяют для соединения соосных валов при передаче крутящего момента от 0,63 до 1600 кгс*м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал муфты: Чугун СЧ 20;

Материал пальцев: Сталь 45.

Выбираем полумуфты двух типов:

- с цилиндрическим отверстием на концы валов по ГОСТ 12086 - 66 (Тип I);

- с коническим отверстием на концы валов по ГОСТ 12081 - 72 (Тип II).

Исполнением:

- на длинные концы валов (Исполнение 1).

Т_кр = k*Т_н = 1,3*40,25 = 52,3 Н*м;

Выбираем муфту с Т_кр = 125 Н*м;

d = 25 мм;

D = 120 мм;

Полумуфта с коническим отверстием на концы валов:

L = 125 мм;

l = 44 мм;

Муфта упругая втулочно-пальцевая 125 - 25 - II.1 - T2 ГОСТ 21424 - 75

Для передачи крутящего момента между редуктором и приводным валом используем цепную муфту (однорядную).

По [2, том 2, стр. 219] ГОСТ 20742 - 75

Муфта предназначена для соединения валов при передаче крутящего момента от 6,3 до 800 кгс*м и компенсации смещений осей валов без уменьшения динамических нагрузок. Муфты не предназначены для реверсивного вращения.

Материал муфты: Сталь 45 (HRC 40 ? 45);

Выбираем второй тип полумуфт (с коническим отверстием на концы валов по ГОСТ 12081 - 72).

Исполнением 1 (на длинные концы валов).

Т_кр = k*Т_н = 1,3*414,95 = 539,4 Н*м;

Выбираем муфту с Т_кр = 1000 Н*м;

d = 50 мм;

D = 210 мм;

L = 230 мм;

l = 85 мм;

Приводная роликовая однорядная цепь по ГОСТ 13568 - 75: Пр - 38,1 - 12700;

Количество звеньев цепи (число зубьев полумуфты) - 12;

Муфта цепная 1000 - 50 - 2.1 ? 50 - 2.1 ГОСТ 20742 - 75

Для предохранения передачи цепного конвейера от перегрузки вследствие заклинивания необходимо установить предохранительную муфту.

По [2, том 2, стр. 240]

Дисковая муфта со срезным штифтом с цилиндрическими отверстиями под вал.

Материал муфты: Сталь 45 (HRC 40 ? 45);

Штифты цилиндрические по ГОСТ 3128-70 5Г*30

Втулки сталь 40Х, твёрдость HRC 48,

Пробки сталь 30 твёрдость HRC 35.

;

;

Выбираем муфту с Р = 530 Н*м;

d = 3,3 мм;

D = 15 мм;

А = 30 мм;

В = 30 мм;

С = 17 мм;

D0=М20

6. Выбор тяговой звёздочки

Тяговая цепь номер М56, максимальная нагрузка на разрыв F=56кН.

Шаг цепи t=100мм, в интервале 63-250мм.

Цепь М56-1-100-2 ГОСТ 588-81 (тип 1, исполнение 2)

Профиль зуба по ГОСТ 592-81 для тяговых пластинчатых цепей. Сталь 45, HRC венцов 45-50.

7. Определение параметров корпуса редуктора

k - ширина фланца

k = 70 мм;

l = k/2 = 70/2 = 35,0 мм;

Вычерчивание отверстий

D = 1,25*D + 10

Т.в. D = 1,25*110 + 10 = 147,5 мм;

Б.в. D = 1,25*72 + 10 = 100 мм;

Пр.в. D = 1,25*80+ 10 = 110 мм;

Сливная пробка по [1, стр. 178]

Предназначена для замены масла.

d = M16 ? 1,5;

D = 25 мм;

D₁ = 21,9 мм;

L = 24 мм;

l = 13 мм;

b = 3 мм;

t = 1,9 мм;

Люк по [1, стр. 282, рис. 17.38 (а)]

= 7 мм (толщина стенки корпуса редуктора);

d = 6 мм (диаметр отверстия под болт);

h = (0,4 ? 0,5)* = 0,40*7 = 3 мм (высота наплыва под люк);

Принимаем L = 120 мм (длина люка);

принимаем _к = 3 мм (толщина люка);

Отдушина по [1, стр. 180]

Предназначена для стравливания давления, образующегося при длительной работе в связи с нагревом воздуха.

Маслоуказатель типа щуп по [1, стр. 179]

Предназначен для наблюдения за уровнем масла.

d = 12;

d₁ = 4 мм;

8. Выбор смазки редуктора

Маслоотбойные кольца

Б.в. D_к = d_п + 5 = 72 + 8 = 80 мм;

Пр.в. D_к = d_п + 5 = 80 + 5 = 85 мм;

Применяем картерное смазывание.

Его применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с.

Т. к. окружная скорость тихоходной ступени много меньше 2 м/с, и контактные напряжения до 600 МПа, то по [1, стр. 173, табл. 11.1] для зубчатых передач кинематическая вязкость равна 60 мм²/с.

На основании выбранной кинематической вязкости по [1, стр. 173, табл. 11.2] применяем для зубчатых передач индустриальное масло марки - И-50А

9. Определение допусков форм и расположения поверхности (на примере вала)

По [1, стр. 356, табл. 22.4]

Допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения задают, чтобы ограничить отклонения геометрической формы этих поверхностей и тем самым ограничить отклонения геометрической формы дорожек качения колец подшипников.

Т = 0.5*t = 0,3*16 = 4,8 мкм = 0,005 мм (сравниваем с рядом предпочтительных допусков форм и допусков расположения [1, стр. 354]).

Где Т - допуск цилиндричности;

t - допуск размера поверхности;

t находим по таблице 24.2 (по ГОСТ 25346 - 89) для d = 30k6-t = 16 мкм (по 6 квалитету).

Допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения относительно их общей оси задают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения.

T по [1, стр. 359, табл. 22.5]

Для радиального шарикового однорядного подшипника:

Т _B = 4 мкм;

Т _K = 8 мкм;

Где Т _В и Т _К - допуски соосности посадочной поверхности вала и корпуса длиной В = 10 мм в диаметральном выражении. При длине В₁ посадочного места 0,1*В₁.

d = 30k6 длиной B₁ = 19 мм. Для шарикового радиального подшипника по табл. 22.5 Т = 0,1*В₁, Т_таб. = 0,1*19*4 = 7,6 мкм (сравниваем с рядом предпочтительных допусков форм и допусков расположения [1, стр. 354]) принимаем 8 мкм = 0,008 мм.

Допуск перпендикулярности базового торца вала назначают, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника.

d_зп = 38 мм.

Для шарикового радиального подшипника - степень точности допуска 8 (табл. 22.4). По табл. 22.8 допуск Т = 20 мкм = 0,020 мм.

Допуск параллельности и симметричности шпоночного паза задают для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакта поверхностей шпонки и вала.

Допуск размер паза определяем по табл. 24.2 (по 9 квалитету).

Т ? 0,5*t_шп = 0,5*36 = 18 мкм (сравниваем с рядом предпочтительных допусков форм и допусков расположения [1, стр. 354]), принимаем 20 мкм = 0,020 мм.

Т ? 2*t_шп = 2*36 = 72 мкм (сравниваем с рядом предпочтительных допусков форм и допусков расположения [1, стр. 354]), принимаем 80 мкм = 0,08 мм.

Где t_шп - допуск ширины шпоночного паза.

10. Расчет приводного вала

10.1 Проектный расчет

Вычерчиваем с хвостовика.

d_ср = мм; принимаем d_ср = 40,9 мм.

[ф]_кр = 30 ? 35 МПа (для звёздочных редукторов); принимаем [ф]_кр = 30 МПа;

По таблице [1, стр. 432, табл. 24.27] ГОСТ 12081 - 72

d_ср = 41,27 мм, принимаем d_ср = 40,9 мм;

d - номинальный диаметр, d = 45 мм;

d₁ = M30 ? 2;

l₁ = 110 мм;

l₂ = 82 мм;

По [1, стр. 159] имеем l₀ = 0,15*d = 0,15*45 = 6,75 мм;

По таблице [1, стр. 160, табл. 10.1] ГОСТ 10549 - 80 Тип проточки I

Шаг резьбы - p = 3 мм.

b = 5 мм; r = 1,6 мм; r₁ = 1 мм.

d_п - диаметр под подшипник.

d_п = d + (2 ? 4) = 50 мм;

По таблице [2, том 2, стр. 170]

d_зп - диаметр заплечика под подшипник.

d_зп = (60 ? 63) мм, принимаем d_зп = 60 мм;

d_з = d_зп + (5 ? 8) = 60 + 5 = 65 мм;

10.2 Проверочный расчет

См. Рисунок №5 в приложении.

Исходные данные:

a = 200 мм;

b = 200 мм;

c = 120 мм;

F_t = 3,3*10³ H;

Т_Т = 421,8 Н*м;

Принимаем Сталь 45

По [2, том 1, стр. 114]

Сталь 45 (улучшение (закалка с высоким отпуском)) 192 … 285 HB

Для стали 45: у_т = 450 МПа;

у_в = 750 МПа;

F₂ = 0,25*F1;

F_t = F₁ * F₂;

F₂ = 3.3/F₁;

Суммарное натяжение ветвей цепи: F₀ = F₁ + F₂ = 3.36+0.91 = 4.54 кН;

Нагрузка от муфты: P_M = 0,2*;

Где d_экв - делительный диаметр звездочки, находится по [5, стр. 367, табл. 11.6]

Определяем величину изгибающего момента от сил, лежащих в вертикальной плоскости.

Для этого находим реакции в опорах.

?M_A = 0; F₀*a - R_B*(b + a) + P_M*(c + b + a ) = 0;

R_B = ;

?M_B = 0; P_M*c - F₀*b + R_A*(a + b) = 0;

R_A= ;

?F = 0; - P_M + R_B- F₀ + R_A = 0; > 0 = 0;

Строим эпюры изгибающего момента.

Участок №1

0 ? z₁ ? a;

M = R_A*z₁;

z₁ = 0; M = 0;

z₂ = a; M = R_A*a = 1455*200 = 291 Н*м;

Участок №2

0 ? z₂ ? b;

M = R_A*(a + z₂) - F₀*z₂;

z₂ = 0; M = R_A*a = 291 Н*м;

z₂ = b; M = R_A*(a + b) - F₀*b = 1455*(200 + 200) + 4540*200 = 1490 Н*м;

Участок №3

0 ? z₃ ? c;

M = P_M*z₃;

Z₃ = 0; M = 0;

Z₃ = c; M = P_M*c = 2717,21*120 = 326 Н*м;

Сечение 1-1

М = ;

Сечение 2-2

М = ;

Сечение 3-3

М = ;

Наиболее опасным является сечение 2-2.

Проверяем сечение 2-2 (d = d_к = 60 мм):

у_изг = ;

ф = ;

Расчет вала осуществляется по запасу сопротивления усталости - n.

n =

n_у = и n_ф = ;

Где у_a, ф_a - амплитуды переменных составляющих циклов;

у_m, ф_m - амплитуды постоянных составляющих циклов;

у_-1, ф_-1 - пределы выносливости при изгибе и кручении;

k_d - масштабный фактор;

k_F - фактор шероховатости;

k_у, k_ф - эффективный коэффициент концентраторов напряжений при изгибе и кручении.

При расчете валов:

у_m = 0;

у_a = у_изг = 69 МПа;

ф_m = ф_a = 0,5*ф =4,9 МПа;

у_-1 =300 МПа;

ф_-1 =150 МПа;

k_d = 0,68;

k_F = 1,0;

шпонка под звездочкой на валу > k_у = 1,7

k_ф = 1,8

Принимаем среднеуглеродистые стали.

Для среднеуглеродистых сталей:

ц_у = 0,1;

ц_ф = 0,05;

n_у = и n_ф = ;

n = = 1,73 ? [n] = 1,5;

10.3 Расчет на жесткость

привод электродвигатель редуктор

См. Рисунок №6 в приложении.

При этом определяется:

- величина прогиба (Y) в месте установки звёздочки;

?y = y₁(F) ? [y];

По [3, стр. 302]

[y] = (0,0002 ? 0,0003)*L

Где L - расстояние между опорами;

[y] = 0,0003*L = 0,0003*400 = 0,12 мм;

L = a + b;

E = 2*10⁵ МПа;

l = a + b;

F = 4,54 кH;

y = ;

y₁ = = ;

?y = y₁(F) ? [y];

?y = 0,17 ? [y] = 0,12;

Литература

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. “Конструирование узлов и деталей машин” - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998.

2. Анурьев В. И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х томах. - изд. Машиностроение. - М. 1982.

3. Иванов М. Н. “Детали машин”. - 5-е изд., перераб. - М., Высш. шк., 1991.

4. Целиковская А. И. “Расчет и выбор подшипников” методическое пособие

5. Попова Г. Н., Алексеев С. Ю. “Машиностроительное черчение”. - Л.: Машиностроение, 1986.

6. Иванов М. Н., Иванов В. Н. “Детали машин: Курсовое проектирование”. - М., Высш. школа, 1975.

Приложение



Размещено на Allbest.ru