Привод цепного конвейера

40

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

40

Московский Государственный Технический Университет

им. Н.Э. Баумана

Калужский филиал

Факультет: Конструкторско-механический (КМК)

Кафедра:

Деталей машин и подъёмно-транспортного оборудования

Расчётно-пояснительная записка

к курсовому проекту

по дисциплине: Детали машин

на тему:

Привод цепного конвейера

выполнил: студент Аксёнов А.Е.

группа МСХ-61

Калуга 2007г.Кинематическая схема привода цепного транспортёра

1-Электродвигатель

2-Муфта упругая

3-Редуктор

4-Муфта упругая

5- Приводной вал

6- Тяговая звёздочка

1. Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле

где F_t - окружная сила, F_t=7000 Н; v - скорость ленты,

v=0,28 м/с; _общ - общий КПД кинематической цепи.

, где _ред - КПД редуктора, _ред = 0,98; _муф - КПД муфты, _муф =0,95; _под- КПД подшипника, _под =0,98.

Принимаем электродвигатель АИР 100S4/1410 с мощностью P_э=3кВт.

частотой вращения , диаметр вала , длина выходного конца вала .

2. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определим число оборотов и общее передаточное число привода:

,

где p - шаг тяговой цепи, p=125 мм, z - число зубьев звёздочки, z=9



Определяется общее передаточное число транспортёра u_общ

где n_э - частота вращения электродвигателя, n_э=1410 мин^-1.

Передаточное число редуктора u_ред,

Принимаем

Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин^-1,

где - передаточное число редуктора, и - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

По таблице 2.3 литературы 1 определяем, что

,

3. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определим мощности: ;

; ;

; ;

,

где - мощность на валах двигателя, редуктора и приводного вала, - коэффициенты полезного действия муфты, цилиндрической зубчатой передачи и пары подшипников соответственно.

Определим частоту вращения:

; ; ; ; ; ;

где - частота вращения на валах двигателя, редуктора и приводного вала, - передаточное число быстроходной, промежуточной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Определим крутящие моменты:

; ;

; ;

где - крутящие моменты на валах двигателя, редуктора и приводного вала.

Результаты расчётов занесём в таблицу 1.

Вал	Мощность	Частота вращения	Крутящий момент
1	2.94	1410	19.91
2	2.85	427	63,74
3	2.76	102	258,41
4	2.67	40,8	624.9
5	2,56	40,8	599,21

5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач

I. Расчёт тихоходной ступени редуктора.

Материал колеса и шестерни - сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс - улучшение, шестерни - улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы1 имеем:

для шестерни: , , ;

для колеса: , , ;

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, и - предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит.1, учитывая режим работы №1: ;

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Найдём ресурс передачи, т.е. суммарное время работы: , где - срок службы передачи, годы; - коэффициент использования передачи в течение года; - коэффициент использования передачи в течение суток.

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:,

,

где -ресурс передачи; и - частота вращения шестерни и колеса соответственно; и - число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для рас-чёта на контактную выносливость: , , где - коэффициенты приведения на контактную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Так как , то принимаем и , то .

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где - коэффициенты приведения на изгибную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Так как и , то принимаем , .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что

,

, -

для шестерни и , , , - для зубчатого колеса, где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

,

где - предел текучести материала колеса или шестерни; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи:

, ,

, ,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.

Проверим передачу на контактную выносливость:

,

,

.

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле , здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Тогда: , .

Значения определяются по табл.5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости: , где - частота вращения тихоходного вала, - крутящий момент на тихоходном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки: и .

Определим предварительное значение межосевого расстояния:, где - передаточное число данной ступени редуктора; - допускаемое контактное напряжение; - крутящий момент на валу зубчатого колеса; - коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния .

Определяем рабочую ширину колеса: . Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле

, где - изгибное напряжение на колесе; ,

, .

Тогда .

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

; .

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для шевронной цилиндрической передачи .

; ; .

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса:

где - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл.6.3 лит.1. Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Для шестерни: , где и - коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1. Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где - модуль зубчатых колёс; - число зубьев шестерни или колеса.

Проверим, что : - верное равенство.

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев

. ;

.

Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение). Для колеса: , - верно, здесь - наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: , - верно, где - наибольший размер сечения заготовки.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле: , где - крутящий момент на валу колеса; - диаметр делительной окружности колеса. Радиальная сила: , где - угол зацепления. Осевая сила: .

II. Расчёт быстроходной ступени редуктора.

Материал колеса и шестерни - сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс - улучшение, шестерни - улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы1 имеем:

для шестерни: , , ;

для колеса: , , ;

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, и - предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит.1, учитывая режим работы №1: ;

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Найдём ресурс передачи, т.е. суммарное время работы: , где - срок службы передачи, годы; - коэффициент использования передачи в течение года; - коэффициент использования передачи в течение суток.

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , , где -ресурс передачи; и - частота вращения шестерни и колеса соответственно; и - число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:

,

,

где - коэффициенты приведения на контактную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как , то принимаем и , то .

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где - коэффициенты приведения на изгибную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как и , то принимаем , .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что , , , - для шестерни и , , , - для зубчатого колеса, где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

,

где - предел текучести материала колеса или шестерни; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи:

, ,

, ,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.

Проверим передачу на контактную выносливость:

,

,

,

.

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле , здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Тогда

, .

Значения определяются по табл.5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости: , где - частота вращения быстроходного вала, - крутящий момент на промежуточном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки и .

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

,

где - передаточное число данной ступени редуктора; - допускаемое контактное напряжение; - крутящий момент на валу зубчатого колеса; - коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния .

Определяем рабочую ширину колеса: . Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле

, где - изгибное напряжение на колесе;

, ,

. Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

.

Найдём число зубьев шестерни и колеса :

;

.

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

где - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл.6.3 лит.1. Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Для шестерни: , где и - коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1. Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

,

, где - модуль зубчатых колёс; - число зубьев шестерни или колеса.

Проверим, что : - верное равенство.

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев

. ;

;

Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение). Для колеса: , - верно, здесь - наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: , - верно, где - наибольший размер сечения заготовки.Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле: , где - крутящий момент на валу колеса; - диаметр делительной окружности колеса. Радиальная сила: , где - угол зацепления.

III. Расчёт промежуточной ступени редуктора.

Материал колеса и шестерни - сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс - улучшение, шестерни - улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы1 имеем:

для шестерни: , , ;

для колеса: , , ;

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, и - предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит.1, учитывая режим работы №1: ;

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Найдём ресурс передачи, т.е. суммарное время работы: , где - срок службы передачи, годы; - коэффициент использования передачи в течение года; - коэффициент использования передачи в течение суток.

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , , где -ресурс передачи; и - частота вращения шестерни и колеса соответственно; и - число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: , , где - коэффициенты приведения на контактную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как , то принимаем и , то .

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где - коэффициенты приведения на изгибную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Так как и , то принимаем , .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что ,

, , - для шестерни и

, ,

, - для зубчатого колеса,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

,

где - предел текучести материала колеса или шестерни; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи:

, ,

,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.

Проверим передачу на контактную выносливость:

,

,

,

.

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле , здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Тогда: , .

Значения определяются по табл.5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости: , где - частота вращения быстроходного вала, - крутящий момент на промежуточном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки и .

Определяем рабочую ширину колеса: . Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле , где - изгибное напряжение на колесе; , , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

.

;.

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для шевронной цилиндрической передачи .

; ;.

Найдём фактическое передаточное число передачи: .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

,

где - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл.6.3 лит.1. Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Для шестерни: , где и - коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1. Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

,

где - модуль зубчатых колёс; - число зубьев шестерни или колеса.

Проверим, что : - верное равенство.

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев

. ;

;

;

.

Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение). Для колеса: , - верно, здесь - наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: , - верно, где - наибольший размер сечения заготовки.Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле: , где - крутящий момент на валу колеса; - диаметр делительной окружности колеса. Радиальная сила: , где - угол зацепления. Осевая сила:

6. Определение диаметров валов

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:

· для быстроходного вала

где Т_Б - вращающий момент на быстроходном валу.

· для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

где Т_пр - вращающий момент на промежуточном валу.

где d_2Б - диаметр колеса быстроходной ступени, d_2Б =223,2; F_tБ - окружная сила быстроходной ступени, F_tБ=400,3 Н.

по ряду нормальных линейных размеров d_К=22 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f - размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

Из условия принимается диаметр под подшипник d_П=20 мм.

· для тихоходного вала

по стандартному ряду d=38 мм

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается d_П=45 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается d_БП=53 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала

Расчет подшипников

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае - это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

Расчет подшипников на быстроходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости

.

Реакции в горизонтальной плоскости.

Суммарные реакции.



Реакции от консольной нагрузки.

Суммарные реакции на валу.

Выбор подшипника

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 205.

Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

Расчет на ресурс

Радиальная сила



где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,15

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=1,23

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].

, следовательно выбранный подшипник 205 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал js6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников на тихоходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия звёздочки и появления в связи с этим смещений.

Длины участков вала.

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Силы, действующие в горизонтальной плоскости.

Реакции от консольной нагрузки.

Полные реакции.

Осевых сил нет, так как они компенсируются.

Определение эквивалентной нагрузки

Опора 1.

Опора 2.

Значит, дальнейший расчет будет вестись по опоре 2.

Выбор подшипника

Принимается радиальный подшипник средней серии 310.

Рассчитывается ресурс.

, следовательно, выбранный подшипник 310 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников на промежуточном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.

Моменты, от осевых сил на шестернях компенсируют друг друга.

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости.

Реакции в горизонтальной плоскости.

Суммарные реакции.

Выбор подшипника

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 306.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

Расчет на ресурс

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,17



V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=2.37

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].

, следовательно выбранный подшипник 306 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал js5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников приводного вала

Исходные данные:

F_К=7220 Н - консольная сила на конце вала;

l_К=200 мм - расстояние до предполагаемой точки приложения консольной силы;

l_об=1200 мм - расстояние между опорами;

l_пр=600 мм - расстояние между звездочками;

l=300 мм - расстояние между звездочкой и опорой вала;

F_t=9000 H - окружная сила на двух звездочках;

n=23.04 об/мин

Определение радиальных реакций в опорах:

Реакции от окружной силы:



Реакции от консольной силы:

Суммарные реакции на опоры:

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре. электродвигатель мощность привод подшипник

Выбор подшипника.

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный средней серии1311.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для сферического подшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Проверочный расчет валов на прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

Расчет тихоходного вала

Расчетная схема

Силы, действующие на вал.

Консольно действующая нагрузка.

Расчет на статическую прочность

Коэффициент перегрузки

где Тmax - максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax - суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax - крутящий момент, Fmax - осевая сила, W и Wk - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А - площадь поперечного сечения.



Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Значит, тихоходный вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.

Значит, тихоходный вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен по статической нагрузке.

Расчет на сопротивление усталости.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.



Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и2, т.к. в сечении 1 максимальный момент и высокий ступенчатый переход, в сечении 2 посадка с натягом.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен.

Расчет промежуточного вала на статическую прочность

Сечение 1.



Значит, промежуточный вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.

Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.

Промежуточный вал прочен по статической нагрузке.

Расчет приводного вала на статическую прочность.

Материал - сталь 40ХН.

Исходные данные для расчета см. 3.1 и 4.1.

D=50мм

Hормальное напряжение:

,

где W- момент сопротивления при расчете на изгиб,

Касательное напряжение:

,

где W_K - момент сопротивления при расчете на кручение, W_K = 2W = 12271,82мм³ ;

.

Частные коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Приводной вал статически прочен.

Расчет соединений

Шпоночные соединения

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

Шпонка на валу электродвигателя

Для d=25 мм: b=6 мм, h=5 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок, принимается L=20 мм.

Шпонки на тихоходном валу.

Для d=60 мм: b=18 мм, h=10 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Для стальной шпонки принимается

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

Аналогичная шпонка ставится на хвостовике тихоходного вала с длинной L=55мм.

Шпонка на приводном валу.

Для d=75 мм: b=20 мм, h=12 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=50 мм.

Шпонка на конце быстроходного вала.

Для d=18,4 мм: b=6 мм, h=6 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=25 мм.

Расчет шлицевых соединений (приводной вал с предохранительной муфтой).

Рабочая длина шлицев l_РАБ равна:

где D,d - номинальный диаметр и диаметр впадин вала, b=22мм - ширина шлицев, z-число шлицев, d_m- средний диаметр, h- высота рабочей пов-ти шлица, с-фаска шлица, - допустимое напряжение смятия, =80МПа

Расчет соединения с натягом промежуточного вала и колеса.

Давление p ( МПа ), необходимое для передачи вращающего момента T_Т ( Н м ):

где k - коэффициент запаса сцепления, k = 4.5; f - коэффициент трения, f = 0.08 (сталь-сталь), d - диаметр вала, d = 52 мм; l - посадочная длина, l=38мм;

Необходимый расчетный натяг , мкм:

где Е₁ , Е₂ - модули упругости первого рода, Е₁ = Е₂ = Е = 2.110⁵ МПа;

С₁ , С₂ - коэффициенты жесткости:

- коэффициент Пуассона, = = =0.3 , вал - сплошной, d₁ = 0, d₂ - диаметр ступицы, d₂ = 76 мм;

Поправка на обмятие неровностей ( мкм ):

u = 5.5 ( R + R ),

где R , R - средние арифметические отклонения профиля поверхностей, Ra₁ = 0.8мкм, Ra₂ = 1.6 мкм;

u = 5.5 ( 0.8 + 1.6) = 13.2 мкм.

Минимальный натяг ( мкм ), необходимый для передачи вращающего момента:

Максимальный натяг ( мкм ), допускаемый прочностью ступицы:

Здесь - максимальная деформация, допускаемая прочностью ступицы, [p]_max - максимальное давление, допускаемое прочностью ступицы - для Стали 35 =650МПа

Условия пригодности посадки:

Подходит посадка , т.к.

Сила запресовки.

Расчет приводной цепи.

Расчёт проводим на ЭВМ.

Исходные данные и результаты расчёта представлены в распечатке.

Расчёт предохранительного устройства.

Дисковая муфта со срезными штифтами.

Расчет муфты проведён на основе данных “Cправочник конструктора-машиностроителя” том 2;

Т_ср=2800 Нм ( с учётом К_запаса=2.2);

Примем диаметр расположения 2-х штифтов d=136мм, тогда

на каждый штифт действует сила:

F=21000H по справочнику выбираем штифты d_шт=6мм;

Выбор упругой муфты

По атласу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую втулочно-пальцевую.

Список рекомендуемой литературы

1. А.В. Буланже, Н.В.Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980г.

2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им.Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989г.

5. Р.И. Гжиров, “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

7. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

Размещено на Allbest.ru