Привод к винтовым транспортерам

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства

ФГОУ ВПО Белгородская сельскохозяйственная академия

Кафедра ОТД

Курсовой проект

по дисциплине детали машин

(расчётно-пояснительная записка)

Привод к винтовым транспортёрам

Выполнил: Гонгаров Н.А.

Задание № 16/7

Проверил: Любин В.Н.

Майский 2009

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу: РВ1 =2,8 кВт

РВ2=6,0 кВт

Угловая скорость: WB1=38.0 c-1 ; : WB2=42,0 c-1

Передача гибкой связью: клиноременная

Угол наклона передачи гибкой связью к горизонту: ?, град.=55

1.Определяем требуемую мощность двигателя по каждому потоку

РДВ.ТР. = + + … +

??1-ременная передача = 0,965

Р1 = = = 2590,673 Вт

??2 - (закрытая) коническая зубчатая передача = 0,965

??3 - муфта компенсирующая жёсткая = 0,99

РВ.2К = = = 3141,361 Вт

Р2= = = 3173,092 Вт

РДВ.ТР. = Р1 + Р2

РДВ.ТР. = 2590,673 + 3173,092 + 5763,765 Вт ? 5,76 кВт

2.Определяем пределы угловой скорости вала электрического двигателя

?ДВ.ТР.= ?В.(?общ.min… ?общ.max)

?1 - ременная передача клиновым ремнём 2?5

= ?1 • = 46.0 рад/с

= ?1 • = 23.0 • 5 = 115рад/c

?2 - зубчатая коническая передача в закрытом корпусе 2?5

= ?2 • = 28,0 • 2 = 56 рад/с

= ?2 • = 28,0 • 5 = 140 рад/с

?ДВ.ТР.1 = ?В.1(?общ.min1 … ?общ.max1)

?ДВ.ТР.2 = ?В.2(?общ.min2 … ?общ.max2)

?ДВ.ТР.1 = 46 … 115

?ДВ.ТР.2 = 56 … 140

Предельный диапазон от 56 … до 115 рад/с

Как видно из этих пределов для привода винтового транспортёра подходит электрический двигатель с синхронной угловой скоростью магнитного поля статора ?с = 78,5 рад/с

3.Выбор электрического двигателя

Согласно РДВ.ТР. = 5,76 кВт и ?с = 78,5 рад/с принимаем электрический двигатель марки: 4А/32М8У3 по ГОСТ 19323 - 74, у которого РНОМ = 5,5 кВт, номинальная частота вращения nном = 725 об/мин, номинальная угловая скорость: ?ном = = = 75,92 рад/с ; КПД: ??ДВ = 83% , масса = 93 кг.

3.1 Определяем перегрузку двигателя

? = • 100% = • 100% = 4,72% , что допустимо.

4.Определяем фактическое значение передаточного числа, по ступеням привода:

?ф1 = = = 3,3 ?ф1 = ?

?ф2 = = = 2,71 ?ф2 = ? (по условию)

5.Определяем исходные данные для расчёта передач и деталей привода

5.1Мощность , угловая скорость на ведущем валу

Р1 = РТР.ДВ1 = 2,59 кВт ; ?1 = ?ДВ = 75,92 рад/с

Т1 = 103 = 103 • = 34,114 нм

5.2Мощность и угловая скорость на ведущем валу конического колеса

Р2 = РТР.ДВ.2 • ?3 ,где ?3 - муфта

Р2 = 3,173 • 0,99 = 3,141 кВт ; ?1 = ?2 = ?ДВ. = 75,92 рад/с

Т2 = 103 = 103 • = 41,376 нм

5.3Ведущий вал транспортёра (2) проверка

РВ2 = РТР.ДВ.2 • ?3 • ?2 = 3,173 • 0,99 • 0,9555 = 3,0 кВт

где ?3 - муфта, ?2 - коническая шестерня

?В2 = ?ДВ / ?2 = 75,92 / 2,71 = 28 рад/с

ТВ2 = 103 • = 107,41 нм

5.4 Ведущий вал транспортёра (1)

РВ1 = РТР.ДВ.1 • ?1 = 2,59 • 0,965 = 2,5 кВт

?В1 = ?ДВ / ?1 = 103 • = 75,92 / 3,3 = 23,0 рад/с

ТВ1 = 103 • = 103 • = 108,69 нм

Тип передачи	Угловая скорость ведущ. вала ?,рад/с	Мощность снимаемая с вала. Р, кВт	Передаточное число ?	Крутящий момент с ведущего вала Т, нм
Клино - ременная	75,92	2,59	3,3	34,11
Закрытая коническая	75,92	2,71	2,71	41,37

6.Коэффициенты долговечности

КНL =

НВ1 = = 242 НВ2 = = 199

НВ1 = НВ2 =

Для шестерни = 15.7 • 106 при НВ1 = 242

для колеса = 9 • 106 при НВ2 = 192

> 1 и > 1 принимаем mН = 24 (постоянная нагрузка)

0,84995 ? 0,85

0,86578

Принимаем 0,9 (минимальное значение)

КFL = ,

где = 4 • 106 - базовое число циклов изменения

напряжения изгиба для всех сталей

mF - показатель степени колёс при НВ < 350

КFL = = 0.41 < 1 принимаем = = 1

7.Допускаемые напряжения

а)контактные и

= • ; = •

= 2НВ1 + 70 = 2 • 242 + 70 = 554 Мпа

= 2НВ2 + 70 = 2 • 192 + 70 = 454 МПа

= = 1,1 коэффициенты безопасности для нормальных и улучшенных колеса шестерни

Расчёт зубчатых конических закрытых передач

1.Срок службы передачи

t = Л• С • Ч

Принимаем амортизационный период , срок Л = 7 лет

Число суток в году С = 365

Время работы в течение суток Ч = 7

t = 7 • 365 • 7 = 17885 часов

2.Для изготовления шестерни:

улучшенная Сталь 50 с диаметром до 100мм, для колеса - нормализованную

Сталь 45 с диаметром заготовки 300…500мм.

3.Сумарное число циклов нагружения зубьев шестерни

= 572,4 • t • ?1 • = 1

= 572,4 • 17885 • 75,92 • 1 = 77,7 • 107 циклов

?2 = = = 28

= 572,4 • 17885 • 28 • 1 = 28,6 • 107 циклов

Показатели	Сталь 50	Сталь 45
прочности при растяжении ?ВР , МПа	750	550
Предел текучести ?Т. , МПа	530	280
Предел выносливости при изгибе ?-IU	310	260
Твёрдость НВ	228…255	167…217

= • = • 0,9 = 453,2 МПа

= • = • 0,9 = 371,45 МПа

Изгибные ,

= • ; = •

= 1,8 НВ = 1,8 • 242 = 435,6 МПа

= 1,8 НВ = 1,8 • 192 = 345,6 МПа

= = 1,8…2,3 - коэффициенты безопасности для поковок сталей

Принимаем = = 2,0

= = 217,8 МПа = = 172,8 МПа

Определяем диаметр средней начальной окружности шестерни из условия контактной прочности зубьев

= 770 , где

? - коэффициент длины зуба ; НВ < 350 и ? = 2,71

= 0,632…0,452 принимаем = 0,6

- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба.

= 1,28

= 770 = 770 = 71,535 мм

Выбираем из ряда = 80 мм

Средний нормальный модуль зацепления ; внешний окружной модуль

; конусное расстояние Rе

= ,

где - зубья шестерни

При ?1 = 28 рад/с , принимаем = 20

Число зубьев колеса: = • ? = 20 • 2,71 = 54,2

= = 4,0

tg?1 = = ? = 450

?1 = arctg = 11,77740

tg?2 =

?2 = arctg = 33,22250

Проверка

?1 + ?2 = ? 11,77740 + 33,22250 = 450 (сходится)

= • = 0,6 • 80 = 48 мм

- выбираем по таблице , и принимаем из ряда в = 48 мм

- коэффициент длины зуба

= 0,6

mte = mnm + ; mte = 4 + = 4,441 мм

mte = 4,5 мм

Уточняем значения нормального среднего модуля зацепления

mnm = mte - = 4.441 - = 3.9512

Принимаем ближайшее по таблице значение mnm = 4,0

Конусное расстояние и коэффициенты длины зуба

Re = = 4,441 - = 220,469 мм

?Re = = 48220,469 = 0,2777 , что находится в рекомендуемых пределах.

?Re = … ; ?Re = 0,33 > 0,27 > 0,25

Коэффициенты динамической нагрузки КНV и КFV .

Определяем окружную скорость колёс по диаметру средней начальной

окружности

= • mnm = 20 • 4,0 = 80 мм

V = = = 3,0368 м/с

При твёрдости зубьев НВ < 350 и V < 5 м/с

КНV = 1,2 ; КFV = 1,4

8.Расчитываем контактные напряжения в полюсе зацепления зубьев колеса

?Н = 436 ?

здесь = • 103 = • 103 = 1034,25 н (окружная сила действующая на зуб шестерни), тогда:

?Н = 436 = 436 = 314,036 МПа ? = 371,45 МПа

Недогрузка

? = • 100% = 15,4% , что допустимо

9.Коэффициенты прочности зубьев YF1 и YF2

Определяем эквивалентное количество зубьев колёс

= = = 20,43 ? 20

= = = 64,55 ? 65

следовательно коэффициенты прочности зубьев

YF1 = 4,07 YF2 = 3,62

Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб

= = 53,51 МПа ; = =47,73 МПа

Поскольку отношения < , проводим проверочный расчёт для зубьев колеса

10.Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба

?F = • КН? • КFV ? , где

КН? = 1,64 - расположение шестерни относительно опор ( консольные - шарико - подшипниковые)

?F = 3,62 • 1,64 • 1,4 = 52,67 МПа ? 172,8 МПа

11.Основные геометрические параметры зацепления зубчатых колёс

Внешний окружной и средний нормальный модули.

mte = 4,5 мм ; mnm = 4,0 мм ; Re = 220,69 мм ; ? = 48 мм

11.1Диаметры внешних начальных окружностей

= • = 4,5 • 20 = 90 мм ; = • = 4,5 • 54 = 243 мм

Половины углов при вершине делительных конусов

?1 = 11,77740 (110 46 м 35 ммм м) cos?1 = 0.97894 ; sin?1 = 0,2041099

?2 = 33,22250 (330 13 м 20 ммм м) cos?2 = 0,836592 ; sin?2 = 0,5478917

11.2Высота головки и полная высота зуба

hae = h*ae • = 1 • 4,5 = 4,5 мм не когерируемые передачи

hfe = h*fe • = 1,2 • 4,5 = 5,4 мм

h = hae + hfe = 4,5 + 5,4 = 9,9 мм

11.3Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни и колеса

= + 2h • cos?1 = 90 + 2 • 4,5 • 0,97894 = 98,81 мм

= + 2h • cos?2 = 243 + 2 • 4,5 • 0,8365492= 250,53 мм

?fe1 = ?e1 - 2hfe • cos?1 = 90 - 2 • 5,4 • 0,97894 = 79,427 мм

?fe2 = ?e2 - 2hfe • cos?2 = 243 - 2 • 5,4 • 0,8365492 = 233,965 мм

11.4Углы головки и ножки зуба

tg?? = = = 0,0204109 : ?? = 1,1693014 (10 40 м 9 м м)

tg?f = = = 0,0244931 : ?? = 1,403076 (10 24 м 11 м м)

Углы конусов вершин и впадин

?а1 = ?1 + ?а = 11,7774 + 1,1693014 = 12,946701 (120 56 м 46 м м)

?а2 = ?2 + ?а = 33,2225 + 1,1693014 = 34,391801 (340 23 м 25 м м)

?f1 = ?1 - ?а = 11,7774 - 1,403076 = 10,37424 (100 22 м 25 м м)

?f2 = ?2 - ?а = 33,2225 - 1,403076 = 31,819424 (310 49 м 11 м м)

12.Силы действующие в зацеплении

Ft1 = 1034,25 н

Полная нормальная сила

Fn = = = = 1100,625 н

Нормальная сила

Fn1м = tg? = tg200 = 1034,25 • tg200 = 376,436 н

Радиальная сила

Fr1 = Fn1 • cos = 1100,625 • cos11,7774 = 1077,45 н

Осевая сила

Fa1 = Fn1 • sin = 1100,625 • sin 11,7774 = 224,648 н

Без учёта потерь по абсолютной величине

Fn1 = Fn2 ; Fn1м = Fn2м ; = ; Fa1 Fr2 ; Fa2 Fr1

Fr2 = Fn1 • cos и Fa2 = Fn1 • sin

Fr2 = 1100,6250 • cos33,2250 = -257,10 н

Fa2 = 1100,6250 • sin33,2250 = 1070,174 н

13.Конструктивные размеры шестерни и колеса

?? = ,

где Т - крутящий момент

- заниженное допускаемое напряжение

= 20 МПа Т1 - шестерни = 41,37 нм

Т2 - колеса ?2 - КПД колеса

Т2 = = = 108,7764 нм

? = 10 = 21,7875 мм

? = 10 = 30,07 мм

Принимаем ? = 22 мм ? = 30 мм

Диаметр и длина ступиц шестерни и колеса

= 1,6…1,81 ? = 1,6…1,81 • 22 = 35,2…39,6 мм

= 1,4…1,8 ? = 1,4…1,8 • 30 = 42…48 мм

Принимаем = 37 мм ; = 51 мм

= 1,4…1,6 ? = 1,4…1,6 • 22 = 30,8…35,2 мм

= 1,4…1,6 ? = 1,4…1,6 • 30 = 42…48 мм

Принимаем = 33мм = 45мм

14.Внешняя толщина обода шестерни и колеса

? = 2,5…3 = 2,5…3 • 4,5 = 11,25…13,5 мм

Принимаем ? = 12мм

14.1Толщина колеса диска

С = 0,3…0,4 ? = 0,3…0,4 • 48 = 14,4…19,2 мм

С = 17 мм

14.2Диаметр внутреннего обода колеса

D = ?fe2 - 2,2в • sin = 233,965 - 2,2 • 4,8 sin33,225

= 233,965 - 57,857 = 176,1 мм

Принимаем D = 176мм

14.3Диаметр размещения технологических отверстий в диске колеса

D0 = 0,5(D + ) = 0,5(176 + 51) = 113,5 мм

14.4Диаметр отверстий в диске

d0 = 0,25(D - ) = 0,25(176 - 51) = 31,25 мм

Принимаем d0 = 31 мм

Количество отверстий Z = 4

Расчёт передач клиновым ремнём

1.В зависимости от мощности Р = 2,59кВт и от угловой скорости с вала

? = 75,92. Выбираем сечение ремней.

Сечение - Б

Эскиз сечения ремней

?Р = 14,0 мм

W = 17 мм

Т = 10,5

А = 40 ± 10

а) кордотканевый ремень

Расчётный диаметр шкива ?1 = 125 мм ведущего вала

2.Даметр ведомого шкива находим по формуле

?2 = ?1 • ? (1 - Е) , где

Е - коэффициент упругого скольжения Е = 0,02

?2 = 125 • 33(1 - 0,02) = 404,25 мм,

Принимаем ?2 = 400 мм

Уточняем передаточное число

? = = = 3,265

Расхождение передаточного числа

?? = • 100% = 1,05% , не превышает 5% , что допустимо.

1.Конструктивные размеры шкива ведущего

?Р = 14,0 ; ?1= 4,2 ; e = 19 ± 0,4 ; f = 12,5 -1 ; r = 1,0 ;

d1 = 125 ; ?1 = 16,6 , (мм) и ? = 380

3.Определяем наружные диаметры шкивов

dе = d + 2 ?1

de1 = 125 + 2 • 4,2 = 133,4 мм ; de1 = 400 + 2 • 4,2 = 408,4 мм

4.Определяем внутренние диаметры шкивов

di = d - 2h

di1 = 125 - 2 • 10,8 = 103,4 мм ; di2 = 400 - 2 • 10,8 = 378,4 мм

5.Определяем ширину шкива

М = (Z - 1)? + 2f

М1 = (2 - 1) • 19 + 2 • 12,5 = М2 = 44 мм

6.Определяем число ремней в передаче

Z= = 1,48 кВт = 0,94

= 1,0 = 1

Р1 = 2,59 кВт С? = 0,89

Z = = 2,09 ? 2 принимаем: Z = 2

7.Принимаем межосевое расстояние ? = 400 мм. Определяем расчётную длину ремня

L0 = 2? + (+ ) +

L0 = 2 • 400 + (125 + 400) + = 800 + 824,86 + 47,265 = 1671,9 мм

Принимаем L0 = 1700 мм

8.Находим угол обхвата ремнём ведущего вала ?1

?1 = 1800 - 570

?1 = 1800 - 570 140,81250

9.Наружный диаметр ступицы: (для стальных ступиц)

= 1,5 + 10

= 1,5 • 34 + 10 = 61 мм ; = 1,5 • 38 + 10 = 67 мм

?СТ = 12…1,5 • ?СТ = 1,5 • 34 = 51 мм

?СТ = 1,5 • 38 = 54 мм

10.Посадочный диаметр ступицы (диаметр вала пол ступицу)

d? = 10 ,

где = 30 МПа (заниженное допускаемое напряжение)

d? = = 34 мм = 10 ? 38 мм

11.Определяем толщину обода

= 0,005d + 5 = 0,005 • 400 + 5 = 7 мм

= 0,005d + 5 = 0,005 • 125 + 5 = 5,6235 мм

= 0,7 • 19 •0,8 = 10,64 мм

12.Диаметр обода Dоб = di - 2?

D= 103,4 - 2 • 10,64 = 82,12 мм

D= 378,4 - 2 • 10,64 = 357,12 мм

13.Для шкива с диском определяем толщину диска

С = 1,4…1,6

С = 1,4 = 8,5 мм

Диаметры отверстий в диске

d0 = 0,25( - ) = 0,25(82,12 - 51) = 8,75 мм

диаметров отверстий в дисках не будет т.к. d0 ? 20 мм

Диаметр шкива со спицами

= 10 = 10 = 17,344 мм

Размеры сечения малой оси

= 0,4 • = 0,4 • 43,36 = 34,68 мм

Размеры сечения спицы возле обода

= 0,8 = 0,8 • 43,36 = 34,68 мм

= 0,8 = 0,8 • 17,344 = 13,87 мм

Высота рифа

= ? + 0,02 • М

= 10,64 + 0,02 • 44 = 11,52 мм

14.силы действующие в ременной передаче

Предварительное натяжение

= + ?

= = + 0,18 + = 1191,37 н = 1,19 Кн

Определяем окружное усилие

= = = 0,54 Кн

Усилие в ведущей ветви

= Z - ; = 2 • 1,91 + = 2,65 Кн

Усилие в ведомой ветви

= Z - ; = 2 • 1,19 + = 2,11 Кн

Усилие на ведуший и ведомый валы

=

= = 4,55 Кн

=

= = 4,58 Кн

Эскизная компоновка одноступенчатого редуктора с коническими прямозубыми колёсами

1.Для одноступенчатого редуктора определяем расстояние ? и ?2

? = (3…4)d1 = 30(3…4) = 100 мм

?2 = + ? + = + 10 + 30 = 60 мм

Для вала шестерни и С , С1 и С2 для вала колеса

С = ? = =117 мм

С1 = + + = + + 16 = 38 мм

С2 = + ? + cos + = + 10 + 196cos + 27 = 195 мм

С4 = + ? + = 27 + 10 + м

2.Определяем ориентировочно диаметры валов шестерни и колеса

dв1= 10 , мм

где Т2 - крутящий момент передаваемый валом редуктора; нм

- занижение касание напряжения кручения, учитывающее втяние изгиба:

= 21МПа

dв2 = мм

dв1= мм

3. определяем диаметры валов в местах посадок подшипников, применяем ближайшее из ряда внутренних диаметров.

Средняя серия.

Типа 7000 ГОСТ 333-79. Внутренний диаметр подшипника - 30 м.

Тип 7306: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, С = 17

max = 21 мм, min = 20,5 мм, , С = 39,2 кН, Со = 29,3 кН.

Радиально упорно - роликовые однорядные конические подшипники. Средняя серия

Тип 7304: d = 20 мм, D = 52 мм, В = 16 мм.

Внутренний диаметр подшипника - 20 мм; С = 13; max = 16,5 мм; min = 16,0 мм; = ; С = 24,4 кН; Со = 17,4 кН

4. определим длинны гнёзд под подшипники

l 1 = 16 * (2…2,5) = 35 мм

l 2 = 13 * (2…2,5) = 40 мм

определяем расстояние между серединами опор вала колеса под подшипники

а2 = ,

где - половина длинны гнезда под подшипники, - зазор между торцовыми поверхностями колес и внутренней стенкой редуктора.

Принимаем мм

- расстояние от середины зубадо тыльной поверхности шестерни, - колеса.

1. Построение общих силовых схем редуктора.

Силы действующие в зацеплении конических прямозубых колесах

Силы: Ft - окружные

Fr - радиальные

Fa - осевые,

Которые являются составляющими полной нормальной силы.

Радиальные силы Fr и Fr2 действуют от полюса зацепления по радиусу к центру шкива и колеса.

Осевая сила шестерни Fa , направлена в сторону противоположенной действию радиальной силы колеса, а осевая сила колеса Fa2 в сторону противоположенную действию радиальной силы Fr . с изменением направления вращения шестерни изменяется направление окружной силы Ft , и Ft2 ; Ft направлена в сторону противоположенную направления её вращения.

Из расчета клиноременной передачи известно величина усилия давления на валы под углом к горизонту. Усилие Fв раскладываем на горизонтальные и вертикальные составляющие.

;

Усилие на ведущий вал

Fв = 4,55 кН, линия центров угол наклона к горизонту =

Раскладываем на горизонтальную составляющую

кН

Раскладываем на вертикальную составляющую

кН

На вертикальный вал конической шестерни в вертикальной плоскости (фронтальная проекция) действует окружная сила Ft1 - направленная вверх.

Сила приведенная к центру вала с крутящим моментом

,

Точка приложения силы Ft1 находится в центре вала



электродвигатель редуктор подшипник передача



расчет валов.

Ориентировочный диаметр вала в месте посадки из условия прочности на кручение, по заниженным допускаемым напряжениям

d = , мм

При определении диаметров валов под зубчатые колеса редуктора принимают =20 МПа

Полученное значение округляем до ближайшего d = 22мм, стандартного значения.

Расчет валов по эквивалентному моменту.

Вал не реверсивный материал. Сталь 40. термообработка - нормализация. Крутящий момет на валу Т1 = 41,37 Нм

Величины сил равны:

Ft1 = 1034.25 Н; Fa1 = 224.648H; Fr1 = 1077.45 H; Qгор = 3940H; Qверт 2275H; C1 = 38мм;

C2 = 55мм; диаметр средней начальной окружности шестерни dm1 = 80 мм.

Расчетная схема вала шестерни конического редуктора.

2. определяем допустимые напряжения , где - предел выносливости для стали 40 норализованной.

= 235 МПа. = 35 - коэффициент запаса прочности =(3,2…3,5).

3. определяем суммарный изгибающий момент.

определяем реакцию опоры. Для этого направляем их предварительно в положительном направлении вверх и составляем сумму моментов относительно В и D горизонтальная плоскость

Откуда

Проверено

-3940 + 4739,975 + 277,474 - 1077,45 = 0,001

0 = 0

Вертикальная плоскость

Проверка

2275 + 1034,25 - 2848,335 - 490,915 = 0

0 = 0

Находим изгибающие моменты в сечениях:

а) горизонтальная плоскость

МА = 0

МВ = -

MD = 0

Mс =

б) вертикальная плоскость

MА =0

МВ =

MD =0

Mс =

в) суммарные моменты в сечении

MA = 0

MB =

Mс =

Откладываем в масштабе значение момента в точках A, B, C, D, и строим эпюры моментов в гор. и верт. Плоскости и суммарную.

Строим эпюру крутящего момента. Крутящий момент будет действовать на участке вала от шкива до шестерни.

3. определение ф-ра вала в сечении, сечение В.

в этом действует суммарный изгибающий момент М = 172,88Нм и крутящий момент Т1 = 41,37 Нм,

- коэффициент, учитывающий соотношение коэф. Ассиметрии циклов нормальных и касательных напряжений. При и =0,6

Тогда, эквивалентный момент



,

в сечении В устанавливается подшипник, принимает d = 30 мм.

Расчет вала на выносливость (суточный расчет)

Опасные сечения

I - I шпоночный паз с размерами в = 12,0 мм t = 4,5 мм

II - II галтель радиуса r = 1 мм

III - III галтель радиуса r = 2 мм

IV - IV шпоночный поз с размерами в = 12 мм; t = 4.5 мм

V - V галтель радиуса r = 0.5 мм

Пределы выносливости материала

; ; - предел выносливости

1. определяем изгибающие моменты в сечениях

Т2 = 41,37 Нм

2. определяем напряжение в сечении

сечение I - I



2.2

Сечение II - II

2.3

Сечение III - III

2.4

Сечение IV - IV



2.5

Сечение V - V

Таким образом

1 = 54,57 МПа = 5,88МПа

= 37,75 МПа = 7,8 МПа

= 12,23 МПа = 7,8 МПа

= 37,07 МПа = 24,12 МПа

= 23,7 МПа = 0

Так как напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, то

Напряжение в кручение измеряются по пульсирующему циклу.

В этом случае

Тогда

= 54,57МПа = 0

= 37,75МПа = 0

= 12,23МПа = 0

= 37,07МПа = 0

= 23,7МПа = 0

= 2,94МПа = 2,94МПа

= 3,9МПа = 3,9МПа

= 39МПа = 3,9МПа

= 12,06МПа = 12,06МПа

= 0 = 0

Сечение I - I

Размеры d1 = 34 мм, в = 12,0 мм, t = 4,5 мм. Находим = 1,65; ;

Масштабный коэффициент ; .

Коэффициент шероховатости 1,25 тогда



Сечение II - II

Размеры r/d = 1/34 = 0,03 t/r = 4, коэффициент = 2,20; ; коэффициент для стали 40 = 0,1; = 0,05; масштабный коэффициент = 0,88; = 0,77

Коэффициент при шероховатости 2,5 для ,

;

;

Сечение III - III

Размеры: rd = 2130 = 0.066

t1r = 8 коэффициент ; ; ; ; коэффициенты по табл. при шероховатости 2,5



Сечение IV - IV

Размеры: d4 = 22мм, в = 12мм, t = 4,5мм

Находим, K = 1.64; K, ,

Масштабный коэффициент

Коэффициент при шероховатости 1,25

Сечение V - V

r1d = 0.5120 = 0.025, t1r = 2 коэффициенты . Масштабный коэффициент , коэффициент при шероховатости 2,5 = 0,90

Проверка вала на жесткости

L = 355 мм, L1 = 48мм, L2 = 46мм, L3 = 185мм, L 4 = 44мм, L5 = 32мм.

d1 = 34мм, d2 = 30мм, d3 = 30мм, d4 = 22мм, d5 = 20мм.

Модуль зацепления m = 4

Находим приведенный диаметр вала

Определяем перемещение точки С в вертикальной плоскости. Это перемещение определяем как сумму перемещений от сил Fa.

где

Определяем перемещение в точке в горизонтальной плоскости. Это перемещение определяем, как сумму перемещений от сил

Для стали E = 2,1 * 105 МПа = 2,1 * 105 Н/мм



- - = -0,027мм

Суммарный прогиб равен

Допускной прогиб

, где m - модуль зубьев

fв < [f]

Расчет валов на колебания.

1. находим вес вала

2. находим приведенный вес

3. определяем статистический прогиб

4. определяем угловую скорость критическую

Условие выполняется.

Ориентировочный расчет

Определяем ф-р вала в месте посадки из условия прочности на кручение, по заниженным допускаемым напряжениям

При определении ф-ров вала под зубчатые колеса редуктора принимаем:

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения

d = 30мм

Расчёт валов по эквивалентному моменту ( проэктировочный расчёт) ,

Вал не реверсивный , материал вала Сталь 50, термообработка - нормализация , крутящий момент на валу Т2 = 107,14нм

Величины сил равны

Ft2 = 1034,25н Диаметр средней нормальной окружности колеса dm2 = z2mnm

Fr2 = -257,10н

Fa2 = 1070,174н а = 100мм а2 = 6 0мм

= =180 мм

Расчетная схема вала колеса конического редуктора.

2. определяем допустимые напряжения

,

где - предел выносливости для стали 50 нормализованной.

- коэффициент запаса прочности (3,2…3,5)

3. определяем суммарный изгибающий момент

определяем реакции опор

для этого направляем предварительно их в положительном направлении вверх и составляем сумму моментов относительно В и С

а) горизонтальная плоскость

Проверка

1001,5279 - 744,4279 - 2571 = 0; 0 = 0

б) вертикальная плоскость

Проверка

-1034,25 - 620,55 + 1654,8 = 0

0 = 0

В) строим эпюры изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость. Определяем моменты в сечении А, В, С.

Вертикальная плоскость

МА = 0

Мс = 0

Г) суммарные моменты в сечениях

Мс = 0

Откладываем в масштабе значение моментов в точках А, В, С и сторим эпюры моментов в горизонтальных и вертикальных плоскостях и суммарную. Строим эпюру крутящего момента.

4. определим ф - р вала в опасном сечении; сечение В

в этом действует суммарные изгибающие моменты М = 117,818 Н*м и крутящий момент Т = 107,14 Н*м и

- коэффициент, учитывающий асимметрию циклов нормальных касательных

и

Тогда, эквивалентный момент

Диаметр вала определяем по формуле:

Т.к в сечении В устанавливаем подшипник, принимаем d = 25мм.

Радиально - упорные однорядные конический подшипник типа 7000

Средняя серия

d = 25мм, D = 62мм, С = 15

тип 7305

Расчет вала на вытягиваемость (уточненный расчет)

Опасные сечения

I - I шпоночный паз с размерами в = 12, t = 4,5 (мм)

II - II галтель радиуса r = 1.25 мм

III - III галтель радиуса r = 1.25 мм

Пределы выносливости материала

- предел текучести

Определяем изгибающие моменты в сечениях

;

; T2 = 0

; T3 = 0

Сечение I - I

Напряжение в сечении



Сечение II - II

Сечение III - III

Таким образом

= 45,43МПа Т1 = 22,71МПа

= 75,67МПа Т2 = 0МПа

= 69,88МПа Т3 = 0МПа

Так как напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, то , напряжение кручения изменяются по пульсирующему циклу

В этом случае тогда

1 = 45,43МПа 1 = 0

2 = 45,67МПа 2 = 0

3 = 69,88МПа 3 = 0

1 = 11,35МПа 1 = 11,35МПа

2 = 0 2 = 0

3 = 0 3 = 0

Сечение I - I

Размеры d1 = 30мм, в = 12мм, t = 4,5мм . Коэффициент для стали 50

Масштабный коэффициент

Коэффициент шероховатости 1,25 равен , тогда

;

Сечение I - I

Сечение II - II

Размеры r/d = 1.25/25=0,05, t/r = 5

Коэффициент

масштабный коэффициент коэфициент при шероховатости 2,5 = 0,9, тогда

что допустимо

Из этих четырех сечений проверить на выносливость необходимо было I - I и II - II.

проверяем вал на жесткость

l = 165мм l1 = 21мм l2 = 44мм l3 = 25мм

d1 = 30мм d2 = 25мм d3 = 25мм

находим приведенный диаметр всего вала

Определяем перемещение точки А в вертикальной плоскости. Это перемещение определяют как сумму перемещений от сил Fa2.

Для стали E = 2,1 105 H/mm2

Суммарный прогиб равен

допускаемый прогиб

Проверяем вал на колебания

Вес вала

Находим приведенный вес колебательной системы

Определяем статический прогиб

Определяем критическую угловую скорость

Расчет подшипников

Расчет первого вала подшипников.

Определяем суммарную радиальную нагрузку

Осевая сила Fa = 224,648 Н

d1 вала = 30 мм, d2 = 20 мм

угловая скорость w= 75,92 рад/с; срок службы . Температура подшипниковых узлов . В соответствии со схемой, осевую нагрузку будет воспринимать правая вторая опора.

2. определяем требуемый тип подшипников с учетом условий нагружения и конструктивного исполнения подшипниковых узлов

Вычитаем: для обоих опор

;

Ориентируемся на однорядные радиально упорные подшипники

ТИП 66306 ГОСТ 831-75; ТИП76304 ГОСТ 831-75

- условный угол контакта -

d= 30мм, D = 72мм, B = 19мм; d = 20мм, D = 52мм, В = 15мм

3. определяем динамическую грузоподъемность подшипников для данных условий нагружения , где p - эквивалентная нагрузка , - показатель степени = 3, - номинальная долговечность = 12000ч.

Находим по таблице осевое нагружение

При = 36 е = 0,95 y = 0,66 x1 = 1,0 xII = 0,37

При = 26 е = 0,68 y = 0,87 x1 = 1,0 xII = 0,41

Получаем, что

Вычисляем отношение суммарной осевой нагрузки к суммарной радиальной нагрузке

Расчет ведёт по более натруженному подшипнику

Выбираем среднюю широкую серию

= 11… ГОСТ 333 - 79

ТИП 7606

Будем ориентироваться на однорядные радиально - упорные роликовые подшипники т.к. угол контакта , то параметр е находим ориентируясь предварительно на соотношении

е = 0,19

Вычислим величину осевых составляющих в опорах

Уточняем величину параметра осевого нагружения по величине

Суммарные осевые нагрузки будут:

Вычислим отношение суммарной осевой нагрузки и суммарной радиальной нагрузки

Это несколько меньше табличного 6130 = Стабл . значит подшипник подходит:

ТИП 7606Н

d = 20мм; D = 52мм; Т = 22мм; В = 21мм; = 11

С = 2950кгс; С0 = 2200кгс; n = 10000 об/мин М = 0,236 кгс

ТИП 7604 ГОСТ 333-79

Стр = 0,14391,7522,7у3 = 2837,1Н

Меньше табличного значит подшипник подходит

Расчет второго вала под подшипник

1. суммарная радиальная нагрузка

Определяем суммарную радиальную нагрузку для второго вала

Осевая сила действующая в зацеплении конических прямозубых колес Fа = 1070,174Н. диаметр цеп. Вала d = 25мм

Угловая скорость вала w = 28 рад/с. Срок службы подшипников Lh = 17885ч.

Температура в подшипниковых узлах t < 100 C

2. определяем требуемый тип подшипников с учетом нагружения и конструктивного исполнения подшипниковых узлов.

В соответствии с заданной схемой осевую нагрузку будет воспринимать правая опора. В связи с этим определяем отношение для второй опоры

Согласно таблице при 0,7< <1,0 следует принимать радиально - упорные подшипники с условным углом контакта , тел качения с беговой дорожкой кольца равным 36 градусам. Ориентируемся на подшипник тяжелой серии у которых Стабл = 2110 параметр осевого коэффициента У для =36 с=0,95 у=0,66

Вычисляем осевые составляющие опор

Следовательно тяжелой серии нам подходит

Окончательно выбираем оба подшипника N66406 ГОСТ 831-75, которые имеют технико.экономичные показатели.

Расчет шпонок и соединений.

Размеры сечений пазов для призматических шпонок ГОСТ 23360-78

D-р вала - 22 мм.

Сечение шпонки в - 6мм, h - 6мм

Плотное соединение Вал и Втулка - Р9

Длинна ступицы 56 мм, следовательно шпонка 50 мм.

Материал шпонки - сталь ГОСТ 8787-68 с временным сопротивлением разрыву не менее 590МПа

Глубина: Вал t1 = 3.5 мм; Втулка t2 = 2.8 мм

Проверяем условие прочности шпонки.

Для использования В , d - диаметр вала, h - высота шпонки. Т - передаваемый крутящий момент - посадка конички с гарантированным натягом в соединении вал - ступица = 150…200МПа при стальной ступице

что допустимо

Расчет шпонок на срезе

- допустимое напряжение принимают 60…90МПа

Шпонка В 6 х 6 х 32 ГОСТ 23360-78

Т.к. при одинаковом крутящем моменте, в шпоночном соединении на ступени большого диаметра действует меньшее усилие усилие, чем в шпоночном соединении на ступени меньшего диаметра, то рекомендуется назначать одинаковые шпонки для всех ступеней вала, исходя из наименьшего диаметра, имеющий шпоночный паз.

Шкив.

Диаметр вала = 34 мм

в = 6 мм, h = 6мм

нормальное соединение:

Вал №9 (-0,030) Втулка S9 (-0.015)

Глубина: вал - 3,5мм; втулка - 2,8 мм.

Интервал длин шпонок 14…70 мм

Использование - В

Проверяем условие прочности шпоночного соединения на смятие

для исполнения В диаметр вал, h - высота шпонки,

Т - передаваемый крутящий момент. Посадка шкива при отсутствии гарантированного натяга в соединении вал - ступица [] 100…150МПа при остальной ступице

Расчет шпонок на срез при коротковременной нагрузке

Шпонка В 6 х 6 х 45 ГОСТ 23360-78

Размеры шпонок и сечений пазов для призматических шпонок ГОСТ 23360-78

Диаметр вала - 30 мм

Сечении шпонки в - 10 мм, h - 8 мм

Плотное соединение вал и втулка по Р9

Интервал для шпонок (22…110), мм глубину вала t1 =5.0, втулки t2 = 3.3

Исполнение В

Проверяем условие прочности шпоночного соединения на смятие.

для использования В lраб = l, d - диаметр вала h - высота шпонки

Т - передаваемый крутящий момент посадка конички с гарантируемым натягом в соединении вал - ступица

При стальной ступице

что допустимо

Расчет шпонок на срезе

напряжение среза, принимаем [] = 60…90МПа

Штамповка А 10 х 8 х 40 ГОСТ 13360-78

Выбор муфты

Муфта упругая втулочно - пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75

Отличается простой конструкции и удобствам монтажа и демонтажа. Обычно применяются в передачах от электродвигателя. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смегчают удары и вибрации, компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Упругие элементы изготавливают из резины с . Нагрузочная способность муфты ограничена стойкостью резиновых элементов. Окружная стойкость ограничена 30 м/с.

Литература:

1. Олейник В.С, электропривод, электрооборудование сельскохозяйственных машин и агрегатов. Киев: Урожай 77г.

2. ГОСТ 195223-74. Двигатели трехфазные короткозамкнутые серии 4А мощностью от 0,06 до 400 КВт - М. Издательство стандартов 74г.

3. Иванов М.Н., Детали машин. - Р1. Высшая школа 76г.

4. Кудрявцев В.Н. детали машин - Л. Машиностроение 80г.

5. Столбин Г.Б.Жуков К.П. - расчет и проектирование деталей машин, - М. Высшая школа 78г.

6. Передачи зубчатые эвальвентные. Расчет на прочность ГОСТ 21354 - 75.

7. Решетов Д.Н. Детали машин. - М. машиностроение 74г.

8. Самохвалов Я.Л., Лебецкий М.Я. Григораш В.Д. Справочник техника - контруктора. Киев. Техника 78г.

9. Калайда В.В, Барабан Н.П., Расчет валов привода, Киев, УСХА, 82г.

10. Ремни клиновые приводные нормальных сечений ГОСТ 1284.1- 80, ГОСТ 1284.3 - 80. издательство стандартов 80г

11. Шкивы для приводных клиновых ремней. Основные размеры. Общие технические условия ГОСТ 20889 - 80

12. Новиков М.Т. Основы технологии сборки машин и механизмов

13. Баранова Л.А. Панкевич А.П. основы черчения. - М. Высшая школа 82г.

14. Решетов Д.Н. детали машин. 3е издание. Машиностроение. 75г

15. Чернавский С.А., Боков К.Н. Чернин И.М. Курсовое проектирование деталий машин. 2е издание. Машиностроение 75г.

16. Черновской Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: ученое пособие. - М. Высшая школа. 86г.

Размещено на Allbest.ru