Оглавление
Задание
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Выбор материалов шестерен и колес и определениедопускаемых напряжений
3. Проектный расчет зубчатой передачи
3.1 Проверочный расчет
4. Расчет цепной передачи
5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
6. Проектный расчет валов, подбор подшипников
7. Расчет реакций опор валов
8. Расчет внутренних силовых факторов валов
9. Смазка
10. Проверка прочности шпоночных соединений
11. Выбор муфт
Список использованной литературы
Задание
Вариант 3
Спроектировать привод кленточному конвейеру.
Блок нагружения.
/>
/>
Техническая характеристикапривода:
Натяжение ветвей тяговойцепи
конвейера: F1, кН: 7,2.
F2, кН: 5,0.
Скорость ленты: V, м/с: 1,55.
Диаметр барабана: D, м: 0,52
Ширина ленты: b, м: 0,65
Ресурс работы привода Lh,тыс. ч: 11
1. Выбор электродвигателя икинематический расчет
Выбор двигателя [1]
Общий КПД привода:
η = ηред ·ηм · ηцеп · ηп
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп ·ηп2
ηцп = 0,95…0,97;принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηп = 0,99 – КПД парыподшипников качения.
ηред = 0,96 · 0,992 =0,94
ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηцеп = 0,95 – КПДцепной передачи.
η = 0,94 · 0,98 · 0,95· 0,99 = 0,87
Требуемая мощностьдвигателя:
Ртр = Рвых/ η = 3,41 /0,87 = 3,9 кВт.
Рвых – мощность на валубарабана.
Рвых = Ft · V = 2,2 · 103 ·1,55 = 3410 Вт = 3,41 кВт.
Ft = F1 – F2 = 7,2 — 5,0 =2,2 кН – окружная сила на барабане.
Частота вращения барабана[3].
nвых = /> = /> = 57 об/мин.
nвых – частота вращениябарабана.
V = 1,55 м/с – скоростьленты.
D = 0,52 м – диаметр барабана.
Выбираем электродвигательпо ГОСТ 16264.1–85 с запасом мощности: АИР112МВ6
Pдв = 4 кВт; nдв = 950об/мин.
Передаточное число привода[4].
U = Uред · Uцеп = nдв /nвых = 950/57 = 16,7
Uред – передаточное числоредуктора;
Uцеп – передаточное числоцепной передачи;
Примем: Uред = 3; Uцеп =5,57.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 950 об/мин;
n2 = n1 / Uред = 950 / 3 =316,7 об/мин;
n3 = nвых = 57 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 =3,14 · 950 / 30 = 99,4 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 =3,14 · 316,7 / 30 = 33,1 рад/с;
ω3 = ωвых =πn3 / 30 = 3,14 · 57 / 30 = 6 рад/с;
Мощности на валах:
Рдв = 4 кВт;
Р1 = Рдв · ηм ·ηп = 4 · 0,98 · 0,99 = 3,9 кВт;
Р2 = Р1 · ηцп ·ηп = 3,9 · 0,96 · 0,99 = 3,7 кВт;
Р3 = Рвых = Р2 · ηцеп· ηп = 3,7 · 0,95 · 0,99 = 3,5 кВт.
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω 1 = 3,9 /99,4 = 0,04 кН·м = 40 Н·м;
М2 = Р2 / ω 2 = 3,7 /33,1 = 0,112 кН·м = 112 Н·м;
М3 = Мвых = Р3 / ω 3 =3,5 / 6 = 0,58 кН·м = 580 Н·м.
2. Выбор материаловшестерен и колес и определение допускаемых напряжений
Материал колеса – сталь 40ХГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ =540 МПа [2].
Материал шестерни – сталь40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC[2].
Расчет по средней твердости[4]: шестерни – 52 HRC, колеса 265 НВ.
Степень точности поконтакту.
Ожидаемая окружнаяскорость:
V = (n1/>) / 2000 = 950/>/2000 = 1,62м/с
Принимаем восьмую степеньточности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.
Принимаем коэффициентширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2
Принимаем коэффициентвнешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетомвнешней динамической нагрузки.
Коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd =0,8, НВ2
Коэффициенты режима:
μ3 = Σ/>= 0,4 · 13 +0,3 · 0,73 + 0,3 · 0,43 = 0,522
μ6 = Σ/>= 0,4 · 16 +0,3 · 0,76 + 0,3 · 0,46 = 0,436
μ9 = Σ/>= 0,4 · 19 +0,3 · 0,79 + 0,3 · 0,49 = 0,412
Допускаемые контактныенапряжения при расчете на сопротивление усталости.
Суммарные числа циклов:
NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 ·1 · 950 · 11000 = 6,27 · 108
NΣ2 = NΣ1/Uред =6,27 · 108 / 3 = 2,1 · 108_
Эквивалентные числа циклов:
NHE1 = NΣ1 · μ3 =6,27 · 108 · 0,522 = 3,27 · 108
NHE2 = NHE1/Uред = 3,27 ·108 / 3 = 1,1 · 108
Базовые числа циклов:
NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 ·106 = 340 · 523,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107
NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 ·2652,4 = 1,96 · 107
Коэффициенты долговечности.
Поскольку NHG1
ZN1 = /> = /> = 0,936
ZN2 = />= /> = 1,03
Пределы контактнойвыносливости по ГОСТ 2.309-73.
σНlim1 = 17HRCэ + 200= 17 · 52 + 200 = 1084 МПа
σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2· 265 + 70 = 600 Мпа
Коэффициенты запаса:шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].
Допускаемые напряженияшестерни и колеса.
[σ]H1 = ((σНlim1· ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1084 · 0,936)/1,1) · 1 = 922 МПа
[σ]H2 = ((σНlim2· ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,
где принято ZRZVZX = 1, таккак ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.
Расчетное допускаемоенапряжение.
[σ]H = 0,45([σ]H1+ [σ]H2) = 0,45(922 + 562) = 669 МПа
[σ]H =1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа
За расчетное принимаемменьшее: [σ]H = 669 МПа
3. Проектный расчет зубчатойпередачи
Определение основныхразмеров [1].
Начальный диаметр шестернипо ГОСТ 21354-75:
dW1 = 675/>= 675/>= 39,9 мм
Расчетная ширина колеса поформуле:
bWрасч = ψd · dW1 =0,8 · 39,9 = 32,32 мм
Межосевое расстояние:
αωрасч = dW1(Uред + 1)/2 = 39,9 · (3 + 1)/2 = 79,8 мм
Принимаем стандартноемежосевое расстояние αω = 80 мм (ГОСТ 2185-66). Поскольку расчетное межосевое расстояние отличается от стандартного уточняем ширину колеса поформуле:
bWтреб = bWрасч(αωрасч / αω)2 = 32,32 · (79,8 / 80)2 = 32,15 мм
Принимаем ширину колеса bW2= 32 мм, ширину шестерни
bW1 = bW2 + 5 = 37 мм.
Определение геометриизацепления [1]. Расчет ведем по ГОСТ 16532-70.
Модуль:
m = (0,01-0,02) αω= 0,8 – 1,6 мм.
По ГОСТ 9563-60 выбираеммодуль из первого предпочтительного ряда: m = 1,5 мм. Ориентировочно принимаем βW = 12°.
Число зубьев шестерни сокруглением до целого числа:
z1 = (2αωcosβW)/(m(Uред +1)) = (2 · 80cos 12°)/(1,5 · (3+1)) = 26.
Число зубьев колеса сокруглением до целого числа:
z2 = z1 Uред = 26 · 3 = 78
Фактическое передаточноечисло:
Uред = z2 / z1 = 78/26 = 3
Угол наклона зуба:
βW = arccos/>= arccos/>= 12,8386°.
Осевой шаг:
Рх = πm/sinβW =3,14 · 1,5/sin 12,8386° = 21,2 мм
Коэффициент осевогоперекрытия:
εβ = bW2 / Px =32 / 21,2 = 1,51
Диаметры зубчатых колес.
Начальные диаметры:
dW1 = m z1 /cos βW =1,5 · 26 / cos 12,8386° = 40 мм;
dW2 = m z2/cos βW = 1,5 · 78 / cos 12,8386° = 120 мм.
dW1 + dW2 = 40 + 120 = 160= 2αω – проверка.
Диаметры выступов:
dа1 = dW1 + 2m = 40 + 2 ·1,5 = 43 мм;
dа2 = dW2 + 2m = 120 + 2 ·1,5 = 123 мм.
Диаметры впадин:
df1 = dW1 — 2,5m = 40 – 2,5· 1,5 = 36,25 мм;
df2 = dW2 — 2,5m = 120 –2,5 · 1,5 = 116,25 мм.
Коэффициент торцовогоперекрытия по формуле:
εα = (1,88 – 3,2 />) cosβW =(1,88 – 3,2 />)cos12,8386° = 1,69
Суммарный коэффициентперекрытия:
εY = εα +εβ = 1,69 + 1,51 = 3,2
Скорость и силы взацеплении.
Окружная скорость:
Vt = πdW1 n1 / 60000 =3,14 · 40 · 950 / 60000 = 1,98 м/с
Окружная сила:
Ft = 2000М2 / dW2 = 2000 ·112 / 120 = 1867 H
Радиальная сила:
Fr = Ft (tgαW / cosβW) = 1867(tg20° / cos12,8386°) = 697 H
Осевая сила:
Fα = Ft tg βW =1867 · tg 12,8386° = 425 H
3.1 Проверочный расчет
Расчет ведем по ГОСТ21354-75.
Определение коэффициентовнагрузки.
Коэффициент внешнейдинамической нагрузки: КА = 1.
Коэффициенты, учитывающиединамическую нагрузку в зацеплении КНV = 1,02, при V ≈ 2 м/с, твердостиодного из колес меньше 350НВ и 8 степени точности [1], КFV = 3 КНV – 2 = 3 ·1,02 – 2 = 1,06 [1].
Коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd =bW2 / dW1 = 32 / 40 = 0,8 равен КНβ = КFβ = 1,03[1].
Уточнение коэффициентов,учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев.
Суммарная погрешностьосновных шагов пары:
fpbΣ = /> = /> = 30,6
Критерий допустимогоповреждения активных поверхностей зубьев
по контактным напряжениям поизгибу
αα = 0,2, т.к.НВ2
Коэффициент приработки
уα = 0,5(уα1 +уα2) = 0,5(1,43 + 6,4) = 3,92 уα = 0
где уα1 = 0,075 fpb1 =0,075 · 19 = 1,43
для колес с объемнойзакалкой ТВЧ
уα2 = 160 fpb2 /σНlim2 = 160 · 24 / 600 = 6,4 – для улучшенных колес.
Фактор В.
В = СY(ααfpbΣ — уα) = 24,5(0,2 · 30,6 – 3,92) = 53,9; В = СYααfpbΣ = 24,5·0,4·30,6 = 300
где СY = 0,5(24,1 + 24,9) =24,5 – суммарная торцевая жесткость пары зубьев [1],
при
zV1 = z1 / cos3βW = 26/ cos312,8386° = 28 и zV2 = z2 / cos3βW = 78 / cos312,8386° = 84,
поскольку βW =12,8386° — среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба, zV1 и zV2 — приведенные числа зубьев шестерни и колеса.
Коэффициенты, учитывающиенеравномерность распределения нагрузки по парам зубьев:
КНα = 0,9 + 0,4/>/>= 0,9 + 0,4/>/>= 1,05
КFα = 0,9 + 0,4/>/>= 0,9 + 0,4/>/>= 2,17
Коэффициент нагрузки:
КН = КА КНV КНβКНα = 1 · 1,02 · 1,03 · 1,05 = 1,1
КF = КА КFV КFβКFα = 1 · 1,06 · 1,03 · 2,17 = 2,37
Уточнение допускаемогоконтактного напряжения.
Коэффициент, учитывающийшероховатость поверхности зубьев. При Rα = 1,25, ZR = 1 [1].
Коэффициент, учитывающийвлияние окружной скорости. При V
Коэффициент, учитывающийразмер зубчатого колеса. При dW ≤ 700 мм, ZX = 1[1].
Уточнения [σ]H нетребуется, поскольку ZR ZV ZX = 1.
Определение допускаемогонапряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе.
Предел выносливости приизгибе σFlim10 = 480 МПа для стали 40Х, при сквозной закалке ТВЧ,σFlim20 = 1,75НВ2 = 1,75 · 265 = 464 МПа [2].
Коэффициент, учитывающийспособ получения заготовки: YZ = 1 – штампованная заготовка [1].
Коэффициент, учитывающийвлияние шлифования переходной поверхности. При шлифованной поверхности: Yg1 =1, Yg2 = 1,1 [1].
Коэффициент, учитывающийвлияние деформационного упрочнения. При отсутствии упрочнения: Yd1 = 1,35; Yd2= 1,3 [1].
Коэффициент, учитывающийвлияние характера приложенной нагрузки. При односторонней нагрузке: YA = 1 [1].
Предел выносливости зубьевпри изгибе:
σFlim1 = σFlim10YZ Yg1 Yd1 YA = 480 · 1 · 1 · 1,35 · 1 = 648 МПа
σFlim2 = σFlim20YZ Yg1 Yd1 YA = 464 · 1 · 1,1 · 1,3 · 1 = 664 МПа
Коэффициент запаса приизгибе: SF1 = 1,7; SF2 = 1,7 [1].
Эквивалентные числа цикловпри изгибе:
NFE1 = NΣ1 μ9 =6,27 · 108 · 0,412 = 2,58 · 108
NFE2 = NΣ2 μ6 =2,1 · 108 · 0,436 = 0,92 · 108
Коэффициент долговечности,так как NFE1(2) > 4 · 106, принимаем YN1 = YN2 = 1 [1].
Коэффициент, учитывающийградиент напряжений:
Yб = 1,082 – 0,172 lgm =1,082 – 0,172 lg1,5 = 1,05
Коэффициент, учитывающий шероховатостьпереходной поверхности YR = 1 [1].
Коэффициент, учитывающийразмеры зубчатого колеса:
YX1 = 1,05 – 0,000125dW1 =1,05 – 0,000125 · 40 = 1,05
YX2 = 1,05 – 0,000125dW2 =1,05 – 0,000125 · 120 = 1,03
Допускаемые напряжения:
[σ]F1 = ((σFlim1YN1)/SF1) · Yб YR YX1 = ((648 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,05 = 420 МПа
[σ]F2 = ((σFlim2YN2)/SF2) · Yб YR YX2 = ((664 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,03 = 418 МПа
Расчетные коэффициенты
Коэффициент, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубьев. При βW = 12,8386°, х = 0 – ZH =2,46 [1].
Коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий:
Zε = />= /> = 0,77
Коэффициенты, учитывающиеформу зуба и концентрацию напряжений.
При х = 0, zV1 = 28 и zV2 =84, YFS1 = 3,82 и YFS2 = 3,64
Коэффициент, учитывающийвлияние угла наклона зуба:
Yβ = 1 — εβ/>= 1 – 1,51/>= 0,838
Коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев:
Yε = 1 / εα= 1 / 1,69 = 0,592
Проверка на сопротивлениеусталости.
Проверка по контактнымнапряжениям:
σН = 190 ZH Zε/>= 190 · 2,46· 0,77/>=526 МПа
Проверка на изгиб.
Поскольку [σ]F1/ YFS1= 420 / 3,82 = 110
σF1 = />YFS1 Yβ Yε = />3,82 · 0,838 ·0,592 = 175 МПа
Проверка на прочность примаксимальных напряжениях.
Допускаемые напряжения.
Допускаемые контактныенапряжения [σ]Нmax = 2,8σT = 1512 МПа
Допускаемые напряженияизгиба:
[σ]F1max = />Ygst1 Ydst1 YX1= />1,1 ·1,045 · 1 = 1478 МПа,
где σFSt1 = 2250 МПа –базовое предельное напряжение;
SFSt1 = 1,75 / YZ1 = 1,75 /1 = 1,75 – коэффициент запаса;
YZ1 = 1 – коэффициент,учитывающий вид заготовки [1];
Ygst1 = 1,1 — коэффициент,учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для шлифованныхколес сквозной закалки с нагревом ТВЧ [1].
Ydst1 = 1 – коэффициент,учитывающий влияние деформации упрочнения, при шлифованной переходнойповерхности зубьев.
Действительные напряжения.
Действительные контактныенапряжения:
σНmax = σН/>= 526/>= 780 МПа
Действительные напряженияизгиба:
σF1max = σF1/>= 175/>= 438 МПа
4. Расчет цепной передачи
Расчет цепной передачиведем по [4]. ГОСТ 591-69.
Определяем шаг цепи р, мм:
р = 2,8 />, где
kЭ – коэффициентэксплуатации:
kЭ = kД · kС · kv · kрег ·kр
kД = 1,2 – (небольшиетолчки) коэффициент динамической нагрузки [4];
kрег = 1,25 –(нерегулируемая передача) коэффициент регулировки межосевого расстояния [4];
kv = 1,15 (θ = 0…40°)– коэффициент наклона положения барабана [4];
kС = 1,5 – периодическаясмазка [4];
kр = 1 – односменная работа[4].
kЭ = 1,2 · 1,5 · 1,15 ·1,25 · 1 = 2,59
z1 – число зубьев ведущейзвездочки:
z1 = 29 — 2Uцеп = 29 – 2 ·5,57 = 17,86. Примем z1 = 18.
[pц] = 28 Н/мм2 –допускаемое давление в шарнирах цепи.
v = 1- число рядов цепи(для однорядной цепи типа ПР)_
Тогда:
р = 2,8 /> = 30,9 мм
Примем цепь приводнуюроликовую нормальной серии однорядную типа ПР:
Цепь ПР 31,75 – 8900 ГОСТ13568-75
Шаг р = 31,75 мм; b3 (не менее) 19,05;
d1 = 9,53 мм; d3 = 19,05 мм; h (не более) 30,2 мм.
Fr = 89000 H – разрушающаянагрузка
Масса цепи g = 3,8 кг.
Определяем число зубьевведомой звездочки:
z2 = z1 Uцеп = 18 · 5,57 =100
Определяем фактическоепередаточное число Uф и проверим его отклонение ΔU от заданного Uцеп:
Uф = z2 / z1 = 100 / 18 =5,56; ΔU = />·100% = 0,2% — допустимо.
Определяем оптимальноемежосевое расстояние а, мм:
а = (30…50)р = (30…50) ·31,75 = 952,5…1587,5 мм.
Принимаем а = 953 мм, тогда межосевое расстояние в шагах:
ар = а/р = 953 / 31,75 = 30
Определяем число звеньевцепи, lp:
lp = 2 ар + /> + /> = 2 · 30 + /> + /> = 124,68
Принимаем: lp = 125.
Уточняем межосевоерасстояние ар в шагах:
ар = 0,25 · (lp – 0,5(z2 +z1) + />) =
= 0,25 · (125 – 0,5(100 +18) + />) =30,2
Определим фактическоемежосевое расстояние:
а = ар · р = 30,2 · 31,75 = 958,85 мм.
Для обеспечения провисанияведомой ветви цепи действительное межосевое расстояние будет равно:
ам = 0,995а = 0,995 ·958,85 = 954 мм
Определим длину цепи, l:
l = lp р = 125 · 31,75 = 3968,75 мм
Определим диаметрызвездочек (ГОСТ 591-69).
Ведущей звездочки и ведомойделительные диаметры:
dδ1 = p/sin(180/z1) = 31,75 / sin(180 / 18) = 92,89 мм
d δ2 = p/sin(180/z2) = 31,75 / sin(180 / 100) = 511,14 мм
Диаметр окружностивыступов:
De1 = p(k + kz1 –0,31/λ) = 31,75 · (0,7 + 9,31 – 0,31/3,33) = 123,86 мм
k = 0,7 – коэффициентвысоты зуба;
kz – коэффициент числазубьев:
kz1 =(ctg180) / z1 = (ctg180) / 18 = 9,31; kz2 = (ctg180) / z2 = (ctg180) / 100 =30,84
λ = р/d1 = 31,75 /9,53 = 3,33 геометрическая характеристика зацепления.
De2 = p(k + kz2 –0,31/λ) = 31,75 · (0,7 + 30,84 – 0,31/3,33) = 543,11 мм
Диаметр окружности впадин:
Di1 = dδ1 – (d1 –0,175/>) =92,89 – (9,53 – 0,175/>) = 75,72 мм
Di2 = dδ2 – (d1 –0,175/>) =511,14 – (9,53 – 0,175/>) = 487,17 мм
Проверочный расчет.
Проверим частоту вращенияменьшей звездочки: n2 ≤ [n], где
[n] = 15 · 103 / р = 15 ·103 / 31,75 = 472,4 об/мин.
n2 = 316,7 об/мин ≤[n]. Условие выполнено.
Проверим число ударов цепио зубья звездочек U: U ≤ [U]
U = (4 z1n2) / 60 lp = 4 · 316,7 · 18 / 60 · 125 = 3 c-1
[U] = 508/ p = 508 / 31,75 = 16 c-1
U = 3 ≤[U] = 16 c-1. Условие выполнено.
Определим фактическуюскорость цепи:
V = (р z1 n2) / 60 · 103 =31,75 · 316,7 · 18 / 60 · 103 = 3,02 м/c
Определим окружную силу,передаваемую цепью:
Ft = (P2 · 103)/v, где P2 =3,7 кВт – мощность на первой звездочке.
Ft = 3700/3,02 = 1225 Н
Проверим давление вшарнирах цепи рц:
рц = (Ft · kЭ)/А ≤[рц], где
А – площадь проекцииопорной поверхности шарнира, мм2:
А = d1 b3 = 9,53 · 19,05 =191,55 мм2
рц = (1225 · 2,59)/191,55 =16,6 МПа
[рц] = 28 МПа > рц
Проверим прочность цепи: S ≥[S], где [S] = 7,4 – допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовыхцепей._S – расчетный коэффициент запаса прочности:
S = Fp /(Ft kД + F0 + Fv), где
F0 – предварительноенатяжение цепи от провисания ведомой ветви:
F0 = kf q a g,
где
kf = 3 – коэффициентпровисания.
F0 = 3 · 3,8 · 0,953 · 9,81= 106,6 Н
Fv – натяжение цепи отцентробежных сил:
Fv = q v2 = 3,8 · 3,022 =34,7 Н
S = 89000 / (1225 · 1,2 +106,6 + 34,7) = 52 > [S] = 7,4
Условие выполнено.
Определяем силу давленияцепи на вал:
Fоп = kv Ft + 2F0 = 1,15 ·1225 + 2 · 106,6 = 1622 H
5. Основные размеры корпусаи крышки редуктора
Расчет ведем по [2].Толщина стенок:
δ = 0,025 αω+ 3 = 0,025 · 80 + 3 = 5 мм
δ1 = 0,02 αω+ 3 = 0,02 · 80 + 3 = 4,6 мм
Принимаем: δ = δ1= 8 мм
Толщина поясов стыка:
b = b1 = 1,5δ = 1,5 ·8 = 12 мм
Толщина бобышки крепленияна раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм
Диаметры болтов:
d1 = 0,03 αω + 12= 0,03 · 80 + 12 = 14,2 мм – М14
d2 = 0,75d1 = 0,75 · 14 = 10,5 мм – М12
d3 = 0,6d1 = 0,6 · 14 = 8,4 мм – М10
d4 = 0,5d1 = 0,5 · 14 = 7 мм – М8
6. Проектный расчет валов,подбор подшипников
Расчет ведем по ГОСТ24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69.
В качестве материала валовиспользуем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Допускаемое напряжение накручение:
-для быстроходного вала[τ]б = 12 МПа;
-для тихоходного вала[τ]т = 20 МПа
Проектный расчетбыстроходного вала.
Диаметр выходной:
dб = /> = /> = 25,5 мм
Быстроходный вал соединяетсямуфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 32 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначаланаходят ориентировочно dM ≈ 0,75dД. Окончательно принимаем диаметрпосадки муфты на быстроходный вал d = 26 мм.
Диаметр под подшипникипринимаем dбп = 30 мм (ГОСТ 831-75).
Учитывая наличие осевыхнагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46106ГОСТ 831-75 [2].
Его размеры: d = 30 мм, D = 55 мм, b = 13 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 14,5 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 7,88 кН.
Проектный расчеттихоходного вала.
Диаметр выходной:
dт = /> = /> = 30,4 мм, принимаем dТ= 32 мм.
Диаметр под подшипникипринимаем dбп = 40 мм (ГОСТ 831-75).
Учитывая наличие осевыхнагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46108ГОСТ 831-75 [2].
Его размеры: d = 40 мм, D = 68 мм, b = 15 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 18,9 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 11,1 кН.
Проектный расчет приводноговала.
Диаметр выходной:
dпр = /> = /> = 52,3 мм, принимаемdпр = 54 мм.
Диаметр под подшипникипринимаем dбп = 60 мм (ГОСТ 8338-75).
Учитывая отсутствие осевыхнагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 312 ГОСТ 8338-75[2].
Его размеры: d = 60 мм, D = 130 мм, b = 31 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 81,9 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 48 кН.
7. Расчет реакций опор валов
Расчет ведем порекомендациям [3].
Быстроходный вал.
Силы действующие на валопределены в расчете косозубой передачи:
Ft = 1867 H; Fr = 697 H;Fα = 425 H.
/>_
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1867 /2 = 933,5 Н;
в плоскости yz:
Ry1= (Fr1l1 +Fa1d1/2)/(2l1) = (697·45 + 425·40/2) / (2·45) = 443 H;
Ry2=(Fr1l1 — Fa1d1/2)/(2l1) =(697·45 — 425·40/2)/ (2·45) = 254 H.
Проверка:
Ry1 + Ry2 — Fr1 = 443 + 254– 697 = 0.
Суммарные реакции:
Pr1 = /> = /> = 1033 H;
Pr2 = /> = /> = 967 H.
Проверяем подшипники поболее нагруженной опоре 1 [2].
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr1 = 1033 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa1 =425 H; V = 1 — вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеровKб = 1; КТ = 1 [2].
Отношение Fa1 / Со = 425 /7880 = 0,054; этой величине соответствует е = 0,68.
Отношение Рa1 / Pr1 = 425 /1033 = 0,41
Рэ = (1·1033 + 0· 425) =1033 H.
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (14500/1033)3= 27664 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n =27664·106/60·950 = 48·104 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Тихоходный вал.
Силы действующие на вал состороны цепной передачи:
Ft = 1225 Н; Fr = 1622 Н.
/>
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx3 = (Ft3l3 + Ft2l2)/(2l2)=(1225·60 + 1867·45)/(2·45) = 1750 Н;
Rx4 =[( Ft2l2 — Ft3 (2l2 +l3)]/(2l2) = ( 1867·45 — 1225·150)/(2·45) = — 1108 Н;
Проверка:
Rx3 + Rx4 + Ft3 — Ft2 =1750 — 1108 + 1225 – 1867 = 0.
в плоскости yz:
Ry3=(Fr2l2- Fa2d2/2 + Fr3l3)/(2l2) = (697·45 — 425·120/2 + 1622·60)/(2·45) = 1147 H;
Ry4=(-Fr2l2- Fa2d2/2 + Fr3(2l2 + l3))/(2l2) =(-697·45 — 425·120/2 + 1622·150)/(2·45) = =2072 H;
Проверка:
Ry3 — Ry4 — Fr2 + Fr3 =1147 – 2072 – 697 + 1622 = 0.
Суммарные реакции:
Pr3 = /> = /> = 2092 H; Pr4 = /> = /> = 2350 H.
Проверяем подшипники поболее нагруженной опоре 4 [2].
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr4 + YPa4)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr4 = 2350 H; осевая нагрузка Pa4 = Fa4 = 425 H; V = 1 – вращаетсявнутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеровKб = 1; КТ = 1 [2].
Отношение Fa4 / Со = 425 /11100 = 0,039; этой величине соответствует е = 0,68.
Отношение Рa4 / Pr4 = 425 /2350 = 0,18
Рэ = (1·2350 + 0· 425) =2350 H.
Расчетная долговечность, млн.об:
L = (C/Pэ)3 = (18900/2350)3= 520 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n =520·106/60·316,7 = 23,6·104 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Приводной вал.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx5 = -Ft4 (l + l4)/l =-1225·810 / 750 = -1323 Н;
Rx6 = Ft4 l4/ l = 1225·60 /750 = 98 Н;
Проверка:
Rx5 + Rx6 + Ft4 = -1323 +98 + 1225 = 0.
/>
в плоскости yz:
Ry5= Fr4 (l + l4)/l =1622·810/750 = 1752 H;
Ry6 = Fr4 l4/l =1622·60/750 = 130 H;
Проверка:
Ry6 — Ry5 + Fr4 = 130 –1752 + 1622 = 0.
Суммарные реакции:
Pr5 = /> = /> = 2195 H; Pr6 = /> = /> = 163 H.
Проверяем подшипники поболее нагруженной опоре 5 [2].
Расчет ведем по ГОСТ18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr5 + YPa5)KбKT,
в которой радиальнаянагрузка Pr5 = 2195 H; осевая нагрузка Pa5 = Fa5 = 0; V = 1 – вращается внутреннеекольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ =1 [2].
Рэ = 2195 H.
Расчетная долговечность,млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (81900/2195)3= 620 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n =620·106/60·316,7 = 32,3·104 ч,
что больше установленныхГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
8. Расчет внутреннихсиловых факторов валов
Расчет ведем по РТМ2-056-2-80.
Быстроходный вал.
Опасное сечение – шестерня.Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев.
Найдем значения изгибающихмоментов в наиболее опасном сечении:
Му = Rx1l1 = 933,5 · 0,045= 42 Н·м;
Мх = Rу1l1 = 443 · 0,045 =20 Н·м;
Мсеч = /> = />= 46,5 Н·м.
Материал вала – сталь 45ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290МПа,
σ-1 = 360 МПа,τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасномсечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч /0,1d3 = 46,5 · 103 / 0,1 · 403 = 7,3 МПа
τа = τк /2 = М1 /2 · 0,2d3 = 40 · 103 / 0,4 · 403 = 2,6 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8[2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2];KV = 1 [2].
KσД = (Кσ /Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ /Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 /KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 /KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д /σа = 94,7 / 7,3 = 13; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 2,6 = 35
S = Sσ Sτ / /> = 13 · 35 / /> = 12 > [S]= 2,5
Прочность вала обеспечена.
Рассмотрим тихоходный вал.Опасное сечение – опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвананапрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдем значения изгибающихмоментов в наиболее опасном сечении:
Му = Ft3l3 = 1225·0,06 =73,5 Н·м;
Мх = Fr3l3 = 1622·0,06 = 97Н·м;
Мсеч = /> = />= 122 Н·м.
Материал вала – сталь 45ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290МПа,
σ-1 = 360 МПа,τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасномсечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч /0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 403 = 19 МПа
τа = τк /2 = М2 /2 · 0,2d3 = 112 · 103 / 0,4 · 403 = 4,4 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8[2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1[2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ /Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ /Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 /KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 /KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д /σа = 94,7 / 19 = 5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 4,4 = 20,6
S = Sσ Sτ / /> = 5 · 20,6 / /> = 4,9 > [S]= 2,5
Прочность вала обеспечена.
Рассмотрим приводной вал.Опасное сечение – опора 5. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвананапрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдем значения изгибающихмоментов в наиболее опасном сечении:
Му = Ft4l4 = 1225·0,06 =73,5 Н·м;
Мх = Fr4l4 = 1622·0,06 = 97Н·м;
Мсеч = /> = />= 122 Н·м.
Материал вала – сталь 45ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290МПа,
σ-1 = 360 МПа,τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасномсечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч /0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 603 = 5,6 МПа
τа = τк /2 = М3 /2 · 0,2d3 = 580 · 103 / 0,4 · 603 = 6,7 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8[2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1[2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ /Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ /Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 /KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 /KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д /σа = 94,7 / 5,6 = 17; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,7 = 13,6
S = Sσ Sτ / /> = 17 · 13,6 / /> = 10,6 >[S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
9. Смазка
Смазка зубчатых зацепленийосуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высотузуба.
Вязкость масла по [4]:
V = 1,98 м/с – V40° = 33мм2/с
По [4] принимаем маслоиндустриальное ИТП-200, у которого V40°C = 29-35 мм2/с.
Подшипники смазываются темже маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образованиямасляного тумана.
10. Проверка прочностишпоночных соединений
Шпонки выбираем по ГОСТ23360-78, в зависимости от диаметра вала.
Напряжение смятия [4]:
σсм = 2М / d(l – b)(h– t1)
Быстроходный вал Ø26мм, шпонка 8 × 7 × 40, t1 = 4 мм.
σсм = 2 · 40 · 103 /26 · (40 – 8)(7 – 4) = 32 МПа
Тихоходный вал (третий)Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 28, t1 = 5,5 мм.
σсм = 2 · 112 · 103 /45 · (28 – 14)(9 – 5,5) = 102 МПа
Тихоходный вал Ø32мм, шпонка 10 × 8 × 40, t1 = 5 мм.
σсм = 2 · 112 · 103 /32 · (40 – 10)(8 – 5) = 78 МПа
Приводной вал Ø54мм, шпонка 16 × 10 × 70, t1 = 6 мм.
σсм = 2 · 580 · 103 /54 · (70 – 16)(10 – 6) = 99 МПа
11. Выбор муфт
Муфта, соединяющая ведущийвал с валом электродвигателя [2].
Диаметр конца вала:Ø26 мм.
По ГОСТ 21424-93 принятамуфта:
Муфта 125-26-1-У3 ГОСТ21424-93.
[М] = 125 Н · м, D ×L = 120 × 125.
В нашем случае: М1 = 40 Н ·м
Запас у муфты большой,поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Список использованнойлитературы
1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва,«Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва,«Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград,«Янтарный сказ», 2002 г.