Размещено на http://www.allbest.ru/

Задача 1

Для привода толкающего конвейера линии ТОI автомобилей МАЗ555102 определить требуемое тяговое усилие конвейера, подобрать электродвигатель, определить скорость вращения и вращающие моменты на валах привода если число постов на поточной линии n=3, скорость перемещения автомобилей V=9.6 м/мин, диаметр ведущей звездочки конвейера D3=300 мм, время пуска t=3 с.

Решение.

1. Определить тяговое усилие цепного конвейера, необходимое для перемещения автомобилей и конвейера.

Fp=W1+W2+W3,

где W1 сопротивление перемещению автомобиля.

W1=Gnf,

где G вес автомобиля, (для МАЗ555102 масса равна 8000 кг, вес G=78400 Н);

n число постов на линии, n=3;

f коэффициент трения качения, для асфальтовой поверхности f=0.02.

W1=7840030.02=4704 Н.

W2 сопротивление при трогании с места ходовой части конвейера и сопротивление за счет инерции движущихся и вращающихся масс автомобиля.

,

где g=9.8 м/с2 ускорение свободного падения;

V скорость перемещения конвейера, м/с;

t время пуска, с;

коэффициент учета вращающихся масс (1.52.5 меньшее значение для более тяжелых автомобилей). Приняли =2.

Н.

W3 дополнительное сопротивление за счет трения боковой поверхности колес о направляющую реборду:

W3=(W1+W2),

где коэффициент, учитывающий величину силы трения.

,

где В ширина автомобиля;

L база автомобиля;

коэффициент трения колес о реборду. При металлической реборде =0.5, при бетонной =0.8.

.

W3=0.(75)(4704+1070)4375 Н.

Тогда Fp=4704+1070+4375=10149 Н.

2. Требуемая мощность электродвигателя определится как

,

КПД пары закрытых цилиндрических зубчатых колес 1=0.98 [1, табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2=0.99 [1, табл. 1.1]; КПД открытой цепной передачи 3= 0.92; КПД закрытой червячной передачи при двух заходах червяка 4= 0.83.

Общий КПД привода

общ=13425= 0.980.920.830.995=0.71.

3. Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого шевронного редуктора iР=26, для цепной передачи uцеп=36; для червячной передачи uч=1530; uобщ=uРuцепuч =23156630=901080.

Частота вращения ведомого вала привода,

4= рад/с; n4= об/мин.

В табл. П.1 [1,с.390] по требуемой мощности Ртр=2.3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100S4, с параметрами Рдв=3.0 кВт и скольжением 4.4 % (ГОСТ 19523-81); dв=28 мм.

Номинальная частота вращения двигателя nдв=150066=1434 об/мин, а угловая скорость дв= рад/с.

4. Проверим общее передаточное отношение:

.

Частные передаточные числа можно принять:

для шевронного редуктора по ГОСТ 2185-66 [1, с.36] uР=5;

для червячного редуктора по ГОСТ 2144-76 [1, с.54] uР=12.5,

тогда для цепной передачи uцеп =.

Частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал ведущий (1)	n1=nдв=1434 об/мин.	1=дв=150.2 рад/с
Ведущий вал цепной пер. (2)	об/мин	рад/с
Ведомый вал цепной пер. (3)	об/мин	рад/с
Ведомый вал привода (4)	n4=10.19 об/мин.	4=1.0(6) рад/с

Мощность на ведущем валу червячного редуктора

2.30.992.28 кВт.

Мощность на ведущем валу цепной передачи

кВт.

Мощность на ведущем валу шевронного редуктора

кВт.

Мощность на ведомом валу шевронного редуктора

кВт.

Вращающие моменты:

на ведущем валу червячного редуктора

Нмм;

на ведущем валу цепной передачи

Нмм;

на ведущем валу шевронного редуктора

Нмм;

на ведомом валу шевронного редуктора

Нмм.

Расчет зубчатых колес шевронного редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200 [1, с.34].

Допускаемые контактные напряжения

,

где H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

H lim b=2HB+70;

KHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1; [sН]=1.1 [1, с.33].

Для шевронных колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[H]=0.45([H1]+ [H2]);

для шестерни МПа;

для колеса 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [Н] 1.23[Н2] выполнено.

Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КН=1.25.

Принимаем для шевронных колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1,c.36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для шевронных колес Ка=43, а передаточное число нашего редуктора u=up=5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=250 мм [1, c.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn=(0.010.02)aw=(0.010.02)250 =2.5 5 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=4 мм [1, c.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев =30 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z1=18; тогда z2=z1u=185=90. Принимаем z2=90.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

= arccos 0.864 =301353.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

Проверка: мм.

Диаметры вершин зубьев:

da1=d1+2mn=83.33+24=91.33 мм;

da2=d2+2mn=416.67+24=424.67 мм;

ширина колеса b2=baaw=0.6250150 мм; принимаем b2=140 мм;

ширина шестерни b1= b2+5 мм=145 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки

KH=KHKH KHV.

Значения KH даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при bd=1.74, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от цепной передачи KH=1.24.

По табл. 3.6 [1, c.39] при V=0.2 м/c и 8-й степени точности KH1.06. По табл. 3.6 [1, c.40] для шевронных колес при V5 м/с имеем KHV= 1.

Таким образом, KH=1.241.0611.31.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

H Н/мм2<[Н]=410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

%, что менее допускаемой недогрузки в 15% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft= H;

радиальная Fr = Н;

здесь =20 угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки KF= KF KFV [1,c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при bd=1.74, твердости HB350 и принятом несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF=1.5. По табл. 3.8 [1, c.43] KFV=1.1. Таким образом, коэффициент KF=1.51.1=1.65; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:

у шестерни ;

у колеса , тогда

YF1=4.1 и YF2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение .

По табл. 3.9 [1,c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8230=415 MПа; для колеса =1.8200=360 MПа.

[SF]= [SF] [SF] - коэффициент безопасности, где [SF] = 1.75 по табл. 3.9 [1,c.44], [SF]=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [SF]= 1.75. .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y и KF

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1.5 и 8-й степени точности KF=0.92.

Проверяем прочность зуба колеса

MПа [F2]=206 МПа.

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет ведомого вала шевронного редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [к]=25 МПа.

 мм.

Приняли dв4=75 мм - диаметр вала под муфту;

dп4=80 мм - диаметр вала под подшипниками;

dк4=85 мм - диаметр вала под колесом.

Конструктивные размеры колеса редуктора

Колесо кованое d2=416.67 мм; da2=424.67 мм; b2=140 мм; ширина канавки для выхода инструмента равна 15 мм.

Диаметр ступицы dст=1.6dк2=1.685=136 мм; длина ступицы lст=(1.21.5)dк2=(1.21.5)85=102127.5 мм, принимаем lст=155 мм по ширине колеса.

Толщина обода о=(2.54)mn=(2.54)4=1016 мм, принимаем о=15 мм.

Толщина диска C=0.3b2=0.3150=45 мм, принимаем С=45 мм.

Расчет подшипников ведущего вала шевронного редуктора

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов имеем

Ft=7680 H; Fr=3235 H.

Определение реакций в опорах подшипников.

а) горизонтальная плоскость

Н.

б) вертикальная плоскость

 Н.

Н;

Намечаем радиальные однорядные шариковые подшипники легкой серии 216 ГОСТ 833875 [1, c.393]: d=80 мм; D=140 мм; В=26 мм; С=70.2 кН и С0=45 кН.

Эквивалентная нагрузка

Рэ=VPr КбКт,

в которой радиальная нагрузка Pr=19046 Н; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб=1; Кт=1 [1, c.214].

PЭ=1417011=18237 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч,

где n4=10.19 об/мин - частота вращения ведущего вала.

Расчетная долговечность больше установленной по ГОСТ 16162-85 [1, c.307] и равной 10 000 часов.

Повышенный запас прочности подшипника объясняется тихоходностью вала. Ставить подшипники особолегкой серии не рекомендуется из-за их малой распространенности. К тому же на валу имеется неучтенная консольная нагрузка от цепной передачи (в задании не задана), которая снизит срок службы редуктора приблизительно на 30…50%.

Литература

цепной конвейер редуктор подшипник

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский и др. - 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1988. -416 с.: ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.: ил.



Размещено на Allbest.ru