1.ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1. Исходныеданные
Для приводов ленточныхконвейеров:
Ft – окружная сила на барабане, кН, Ft=2.50 кН;
V – скорость движения ленты, м/с,V=0,6 м/с;
Dб – диаметр барабана, м, Dб=0.25 м.
1.2 Выборэлектродвигателя
1.2.1Определение потребляемой мощности привода
Потребляемую мощностьпривода (мощность на выходе) для ленточного конвейера определяют по формуле
/>,
где Рвых. –потребляемая мощность привода, кВт.
/>.
1.2.2 Определениепотребной мощности электродвигателя
/>,
где /> - общий КПД привода,определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт
/>.
Значения КПД передач имуфт приведены в таблице.
/>,
/>.
1.2.3 Определениепредполагаемой частоты вращения вала электродвигателя
Каждому значению номинальноймощности соответствует не один, а несколько типов электродвигателя с различнымисинхронными частотами вращения: 3000,1500,750 мин-1. С увеличениембыстроходности электродвигателя снижается его масса и стоимость. Однако сувеличением частоты вращения вала электродвигателя растет передаточноеотношение привода. А так как передаточные числа отдельных передач имеютоптимальные значения, то реализовать большое передаточное отношение не всегдавозможно. Поэтому, задаваясь рекомендуемыми значениями передаточных чисел,необходимо определить предполагаемую частоту вращения и по ней выбратьподходящий электродвигатель
/>
где /> - рекомендуемые значенияпередаточных чисел передач привода;
/> - частота вращения приводного вала,мин-1;
/> - предполагаемая частота вращениевала электродвигателя, мин-1.
Частота вращения приводноговала для ленточного конвейера определяется по следующей зависимости:
/>; />;
По найденным значенияммощности /> и частоты вращения вала /> выбирают электродвигатель.При выборе электродвигателя допускается его перегрузка до 5-8% при постояннойнагрузке и до 10-12% — при переменной нагрузке.
По найденным значениямвыбираем электродвигатель АИР112МА8/709 ТУ 16-525.564-84 с параметрами:
мощность – 2,2 кВт,частота – 709 />.
1.3Определение общего передаточного отношения привода и разбивки его по ступеням
После выбораэлектродвигателя определяют общее передаточное отношение привода
/>,
где /> - номинальная частотавращения вала выбранного электродвигателя (частота, соответствующая егопаспортной мощности ), />.
/>.
Если в схеме приводаотсутствует ременная или цепная передачи, то передаточное отношение редуктора />. Далее производятраспределение передаточного отношения редуктора между его ступенями. От того,как распределено передаточное отношение, зависит масса и габариты редуктора.Лучшие показатели имеют редукторы, у которых диаметры колес всех ступенейблизки между собой, что благоприятно и с точки зрения смазки.
Так как быстроходнаяступень менее нагружена, чем тихоходная, то передаточное число этой ступенирекомендуется брать больше, чем тихоходной.
Полученные передаточные числаотдельных ступеней редуктора необходимо согласовать со стандартными значениями.Номинальные передаточные числа зубчатых передач стандартизованы по СТ СЭВ229-75.
Передаточное числотихоходной передачи:
/>; />;/>.
Передаточное числобыстроходной передачи:
/>; />.
Выбираем стандартныепередаточные числа:
быстроходной – 2,8;
тихоходная – 5,6.
1.4Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов навалах
Мощности на валахопределяют через мощность электродвигателя
/>,
где /> - мощность на первом валу,кВт;
/> - КПД муфты.
/>.
/>,
где /> - мощности на предыдущем ипоследующем валах, кВт;
/> - КПД зубчатой передачи.
/>; />;
/> ; />.
Частоты вращения валовмогут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя. Если валредуктора непосредственно соединяется с валом электродвигателя, то:
/>;
/>,
где /> - частота вращениясоответственно /> и /> валов, />;
/> - передаточное число /> ступени редуктора.
/>;
/>.
Крутящие моменты на валахопределяют по формуле
/>;
где /> - крутящий момент на /> валу, />;
/> - мощность на /> валу, кВт;
/> - частота вращения /> вала, />.
/>;
/>;
/>.
Результаты произведенныхрасчетов заносим в таблицу.Валы Мощности на валах, кВт
Частоты вращения валов, />
Крутящие моменты на валах, /> Передаточные числа передач 1 2,156 709 29
uр=15,47 2 2 253 78 2,8 3 1,92 45 405 5,6
2. РАСЧЕТЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
2.1 Выборматериала и термической обработки колес
В зависимости оттребований к габаритам передачи и условий эксплуатации применяем материализготовления зубчатых колес сталь марки 40Х и термическую обработку колеса –улучшение с твердостью 235 – 262 НВ, а шестерни – улучшение с твердостью 269 –302 НВ.
2.2Определение допускаемых напряжений
2.2.1Определение срока службы передачи — />, ч
/>.
2.2.2Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
Допускаемые контактныенапряжения />, МПа, определяем дляшестерни и колеса отдельно, при этом
/>,
где /> - базовое допускаемоенапряжение, МПа;
/> - коэффициент долговечности.
Базовые допускаемыенапряжения /> для зубчатых колес,работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривойусталости, определяются по формуле
/>
где /> - длительный пределконтактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группыматериалов, МПа;
/> - коэффициент, учитывающийшероховатость сопряженных поверхностей, />;
/> - коэффициент, учитывающий влияниескорости, />;
/> - коэффициент запаса прочности, />.
Базовое допускаемоенапряжение шестерен
/> , МПа,
колес –
/>, МПа.
Коэффициент долговечности/> определяется по формуле
/>,
где /> - базовое число цикловнагружения;
/> - эквивалентное число цикловнагружения;
/> - показатель степени кривойусталости поверхностных слоев зубьев, />.
Базовое число цикловнагружения /> принимается равным
/>.
Если /> получилось больше />, то принимают равным />.
Базовое число цикловнагружения шестерен — />, колес — />.
Эквивалентное числонагружения /> определяется позависимости
/>,
где /> - коэффициенты с графиканагрузки.
В случае получения />.
Эквивалентное числонагружения шестерен косозубой передачи
/>.
Эквивалентное числонагружения колес косозубой передачи
/>.
Эквивалентное числонагружения колес косозубой передачи и шестерен прямозубой передачи равно />.
Эквивалентное числонагружения колес прямозубой передачи
/>.
Коэффициент долговечностишестерен косозубой передачи равен />.
Коэффициент долговечностиколес косозубой передачи равен
/>.
Коэффициент долговечностишестерен прямозубой передачи равен />. Коэффициентдолговечности колес прямозубой передачи равен
/>.
Допускаемые контактныенапряжения шестерен косозубой передачи равны
/>.
Допускаемые контактныенапряжения колес косозубой передачи равны
/>.
Допускаемые контактныенапряжения шестерен прямозубой передачи равны
/>.
Допускаемые контактныенапряжения колес прямозубой передачи равны
/>.
За расчетное допускаемоенапряжение для косозубой передачи принимаем наименьшее из двух допускаемыхнапряжений для материала шестерни /> иликолеса />.
Принимаем допускаемоенапряжение для косозубой передачи />, дляпрямозубой передачи />.
2.2.3Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемые напряжения наизгиб />, МПа, определяют дляшестерни и колеса отдельно, при этом
/>,
где /> - базовые допускаемыенапряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;
/> - коэффициент, вводимый придвухстороннем приложении нагрузки: /> -односторонняя нагрузка;
/> - коэффициент долговечности.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб /> для зубчатыхколес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости принереверсивной нагрузке, определяются по формуле
/>,
где /> - предел выносливости,определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;
/> - коэффициент, учитывающийшероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании с />;
/> - коэффициент размеров (припроектном расчете можно принимать />);
/> - коэффициент, учитывающийчувствительность материала к концентрации напряжений (при проектном расчете />);
/> - коэффициент запаса прочности, />.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб шестерен
/>.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб колес
/>.
Коэффициент долговечности/> определяют как
/>,
где /> - базовое число цикловнагружения, />;
/> - эквивалентное число цикловнагружения;
/> - показатель степени кривойвыносливости: /> - улучшение,нормализация, азотирование.
Эквивалентное числоциклов нагружения /> определяется повыражению
/>.
При /> коэффициент долговечности />.
Эквивалентное числоциклов нагружения шестерен косозубой передачи
/>.
Эквивалентное числоциклов нагружения колес косозубой передачи
/>.
Эквивалентное числоциклов нагружения шестерен прямозубой передачи
/>.
Эквивалентное числоциклов нагружения колес прямозубой передачи
/>.
Коэффициент долговечностишестерен косозубой передачи />.
Коэффициент долговечностиколес косозубой передачи />.
Коэффициент долговечностишестерен прямозубой передачи />.
Коэффициент долговечностиколес прямозубой передачи
/>.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб шестерен косозубой передачи
/>.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб колес косозубой передачи
/>.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб шестерен прямозубой передачи
/>.
Базовые допускаемыенапряжения на изгиб колес прямозубой передачи
/>.
2.3 Расчетзакрытых зубчатых цилиндрических передач
2.3.1Определение межосевого расстояния
/>,
где /> - межосевое расстояние,мм; /> - вспомогательныйкоэффициент, для прямозубых колес />, длякосозубых колес />;
/> - коэффициент нагрузки;
/> - коэффициент ширины, />.
Коэффициент нагрузкиопределяется как произведение трех коэффициентов
/>,
где /> - коэффициентраспределения нагрузки между зубьями: для прямозубых колес />, для косозубых колес впроектных расчетах принимают среднее значение />;
/> - коэффициент концентрации нагрузки,/>;
/> - коэффициент динамичности нагрузки,/> - для прирабатывающихсяколес.
Коэффициент нагрузкикосозубой передачи
/>.
Коэффициент нагрузкипрямозубой передачи
/>.
Определение межосевогорасстояния косозубой передачи
/>(из стандартного ряда).
Определение межосевогорасстояния прямозубой передачи
/>(из стандартного ряда).
2.3.2Определение модуля передачи
Для зубчатых колес притвердости зубьев /> модуль назначают
/>.
Определяем модуль дляпрямозубой передачи
/>(из стандартного ряда).
2.3.3Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи
/>,
где /> - угол наклона зубьев,обычно назначают угол />.
/>.
Полученное значение />округляют в ближайшуюсторону до целого числа и уточняют угол/>.
/>.
Уточняем угол />
/>.
Определение суммарногочисла зубьев для прямозубой передачи
/>, />.
2.3.4Определение числа зубьев шестерни
/>.
Если число зубьевшестерни получится меньше минимального допустимого из условия неподрезания,т.е.
/>,
где /> - для прямозубых передач;
/> - для косозубых передач,
то необходимопроектировать равносмещенную передачу.
Определение числа зубьевшестерни косозубой передачи
/>(округляем до ближайшего целого).
Сравниваем число зубьевшестерни косозубой передачи с минимальным допустимым из условия неподрезания
/>.
Определение числа зубьевшестерни прямозубой передачи
/>.
Сравниваем число зубьевшестерни прямозубой передачи с минимальным допустимым из условия неподрезания
/>.
2.3.5Определение числа зубьев колеса
/>.
Определение числа зубьевколеса косозубой передачи
/>.
Определение числа зубьевколеса прямозубой передачи
/>.
2.3.6Определение геометрических размеров колес и размеров заготовок
Определяем геометрическиеразмеры у косозубой передачи:
— делительные диаметры
шестерни />, />,
колеса />, />,
— начальные диаметры
шестерни />,
колеса />,
— диаметры вершин зубьев
шестерни />, />,
колеса />, />,
— диаметры впадин зубьев
шестерни />, />,
колеса />, />,
— ширина колеса />, />,
— ширина шестерни />, />.
Определяем геометрическиеразмеры у прямозубой передачи:
— делительные диаметры
шестерни />, />,
колеса />, />,
— начальные диаметры
шестерни />,
колеса />,
— диаметры вершин зубьев
шестерни />, />,
колеса />, />,
— диаметры впадин зубьев
шестерни />, />,
колеса />, />,
— ширина колеса />, />,
— ширина шестерни />, />.
Чтобы получить призаданной термической обработке принятые для расчета механические характеристикиматериала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельнодопустимых значений:
/>.
Значения /> вычисляют по формулам:
для цилиндрическойшестерни косозубой передачи
/>, />;
для колеса с выточками
/>, />;
/>, />.
Проверяем с предельными />, />, />, /> - условие выполняется.
/>
2.3.7Определение усилий в зацеплении
Окружное усилие
/>,
где /> - окружное усилие, кН;
/> - крутящий момент на зубчатомколесе, />;
/> - делительный диаметр колеса, мм.
Окружное усилиекосозубого колеса
/>.
Окружное усилиепрямозубой передачи
/>.
Радиальное усилие дляпрямозубой передачи
/>,
где /> - угол зацепления, /> для стандартной иравносмещенной передачи.
/>.
Радиальное усилие длякосозубой передачи определяют по формуле
/>, />.
Осевое усилие длякосозубой передачи
/>, />.
2.3.8Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Для этого производятоценку изгибной прочности, т.е. находят отношения
/> и />.
Коэффициенты форм зубьев /> и /> для прямозубых колесопределяют по фактическому числу зубьев /> и/>, а для косозубых колес поэквивалентному числу зубьев шестерни и колеса
Для косозубой передачи
/> и />,
/> , />.
Проверочный расчет наизгиб ведется по тому из колес, для которого это отношение меньше. У первогоколеса отношение меньше/>.
Проверочный расчет наизгиб косозубых передач производится по формуле
/>,
где /> - коэффициентраспределения нагрузки между зубьями, />;
/> - коэффициент угла наклона зубьев:
/>,
/>.
/>.
Проверяем с допустимымизгибом />, />, />передача по изгибуподходит.
Для прямозубой передачи
/> и />,
/>, />.
Проверочный расчет наизгиб ведется по тому из колес, для которого это отношение меньше. У первогоколеса отношение меньше
/>.
Проверочный расчет наизгиб прямозубых передач производится по формуле
/>,
где /> - рабочее напряжениеизгиба, МПа;
/> - коэффициент концентрации нагрузки;
/> - коэффициент динамичности нагрузки.
При постоянной нагрузке,твердости /> и скорости /> коэффициент />.
Для определениякоэффициента динамичности нагрузки предварительно необходимо определить окружнуюскорость колеса
/>,
где /> - скорость колеса, м/с;
/> - делительный диаметр, мм;
/> - частота вращения колеса, мин-1.
/>.
По скорости назначаютстепень точности передачи и коэффициент динамичности />. Наибольшеераспространение имеют 6, 7 и 8-я степень точности.
/>.
Проверяем с допустимымизгибом />, />, />передача по изгибуподходит.
2.3.9Проверка зубьев колес на контактную прочность
/>,
где /> - контактные напряжения,МПа;
/> - вспомогательный коэффициент, /> - для прямозубых передач, /> - для косозубых передач;
/> - коэффициент распределения нагрузкимежду зубьями, для прямозубых передач />;
/> - коэффициент концентрации нагрузки,определяемый в зависимости от коэффициента ширины />;
/> - коэффициент динамичности нагрузки;
/> - окружное усилие, Н;
/> - делительный диаметр шестерни, мм;
/> - ширина колеса, мм.
При проверке зубьев наконтактную прочность допускается перенапряжение до 5%.
Проверка косозубых колес
/>.
Сравниваем с допускаемойконтактной прочностью />, />, />передача по прочностипроходит.
Проверка прямозубых колес
/>.
Сравниваем с допускаемойконтактной прочностью />, />, />передача по прочностипроходит.
3. РАСЧЕТВАЛОВ
3.1Материалы и термообработка валов
Основными материалами длявалов и осей служат углеродистые и легированные стали, благодаря высокиммеханическим характеристикам, способности к упрочнению и легкости полученияцилиндрических заготовок прокаткой.
Для изготовлениясредненапряженных, среднескоростных валов применяем сталь 40Х, подвергаемыхулучшению.
3.2Проектный расчет валов
В начале расчета известентолько крутящий момент Т , изгибающие моменты МИ неизвестны, так как неизвестна конструкция вала и его длина. Поэтому проектныйрасчет вала ведется условно на чистоте кручения по заниженным допускаемымнапряжениям.
Диаметры различныхучастков валов редуктора определяют по формулам:
для быстроходного вала
/>,
/>,
/>,
где t – высота буртика, />, r – координата фаски подшипника, />,/> - размер фаски колеса,/>;
для промежуточного вала
/>,
/>,
/>,
/>
/>,
при />, />;
для тихоходного вала
/>,
/>,
/>,
/>,
при />, />, />.
3.3 Проверочныйрасчет валов
3.3.1Быстроходный вал
Определяем реакции вподшипниках />, />, />.
В плоскости xoz:
/>: />,
моменты /> и /> возникают при переносе сил/> и /> , соответственно, в центршестерен:
/>, />,
/>,
/>./> /> /> /> /> /> /> /> />
/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>,
В плоскости yoz:
/>: />,
/>,
/>.
Находим изгибающий моментMz:
1) сечение 1-1 />
/>
при />, />
при />,
/>.
2) сечение 2-2 />
/>
при />,
/>,
/>/>/>при />,
/>
/>.
Находим изгибающий моментMy:
1) сечение 1-1 />
/>
при />, />,
при />,
/>.
2) сечение 2-2 />
/>
при />,
/>,
при />,
/>
/>
Находим сжимающую силу:
/>/>.
Опасные сечения в центрешестеренок.
/>/>Вал подходит если выполняетсяусловие:
/>
где /> - эквивалентноенапряжения;
/> - коэффициент запаса (/>);
/> - эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений (/>);
/> - коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения (/>);
/>.
/>
где /> - номинальное напряжениеизгиба, МПа
/>;
/> - напряжение кручения, МПа
/>,
/>,/>.
Из этого условияустанавливаем, что вал подходит.
3.3.2Промежуточный вал
Определяем реакции вподшипниках
/>, />,/>, />.
/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
/>/>/>/>/>/>./> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>
В плоскости xoz:
/>: />,
моменты /> и /> возникают при переносесил /> и />, соответственно, в центршестерен:
/>, />,
/>,
/>.
В плоскости yoz:
/>: />,
/>/>,
/>.
Находим изгибающий моментMz:
1) сечение 1-1 />
/>
при />, />,
при />,
/>.
2) сечение 2-2 />
/>
при />,
/>,
при />,
/>
/>
3) сечение 3-3 />
/>
при />
/>
/>
при />
/>
/>/>.
Находим изгибающий моментMy:
1) сечение 1-1 />
/>
при />, />,
при />,
/>.
2) сечение 2-2 />
/>
при />,
/>,
при />,
/>.
3) сечение 3-3 />
/>
при />,
/>,
при />,
/>
Находим сжимающую силу:
/>.
Опасное сечение в центрешестеренки.
Вал подходит есливыполняется условие:
/>
где /> - эквивалентноенапряжения;
/> - коэффициент запаса (/>);
/> - эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений (/>);
/> - коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения (/>);
/>.
/>
где /> - номинальное напряжениеизгиба, МПа
/>;
/> - напряжение кручения, МПа
/>,
/>,/>.
Из этого условияустанавливаем, что вал подходит.
3.3.3Тихоходный вал
Определяем реакции вподшипниках />.
В плоскости xoz:
/>: />,
/>, />.
В плоскости yoz:
/>: />,
/>,/>.
Находим изгибающий моментMz:
/>
Находим изгибающий моментMy:
/>
Опасное сечение в центреколеса.
Вал подходит есливыполняется условие:
/>
где /> - эквивалентноенапряжения;
/> - коэффициент запаса (/>);
/> - эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений (/>);
/> - коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения (/>);
/>
/>
/>
/>
где /> - номинальное напряжениеизгиба, МПа
/>
/> - напряжение кручения, МПа
/>
/>
/>
Из этого условияустанавливаем, что вал подходит.
4. ВЫБОР ИРАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
4.1 Выбортипа подшипников
Для опор цилиндрическихпрямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всегошариковые радиальные подшипники:
1) для тихоходного ибыстроходного валов — шариковые радиальные;
2) для промежуточноговала – роликовые радиальные;
3) первоначально – легкаясерия;
4) класс точности «0»,т.к. он дешевле.
4.2 Расчетподшипников качения
Основными критериямиработоспособности подшипников качения является долговечность по усталостномувыкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.
Расчет подшипников надолговечность производят по формуле:
/>,
где /> - расчетная долговечностьподшипника, ч;
/> - частота вращения вала, мин-1;
/> - динамическая грузоподъемностьподшипника, кН;
/> - эквивалентная нагрузка, кН;
/> - показатель степени, равный всоответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников />, для роликоподшипников />;
/> - коэффициент, учитывающийнадежность работы подшипника;
/> - коэффициент, учитывающий качествометала подшипника и условия эксплуатации;
/> - требуемая долговечность подшипника(для редуктора она равна сроку службы передачи />), ч.
Эквивалентную радиальнуюнагрузку для радиальных шарикоподшипников и радиально -упорных шарико – ироликоподшипников определяют по формуле:
/>.
Эквивалентная нагрузкадля подшипников с короткими цилиндрическими роликами:
/>,
где /> - радиальная нагрузка(суммарная реакция в опоре), кН;
/> - осевая нагрузка, кН;
/> - коэффициенты радиальной и осевойнагрузок;
/> - коэффициент вращения, равный 1 привращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки и 1,2 привращении наружного;
/> - коэффициент безопасности, дляредукторов и коробок передач />;
/> - температурный коэффициент,вводимый при />>1000С.
Расчетная зависимостьэквивалентной нагрузки Р от радиальной /> иосевой /> учитывает изменение угловконтакта и числа шариков, принимающих участие в восприятии нагрузки. Поэтомукоэффициенты /> и /> зависят от отношениясоставляющих /> и их уровня,который задается отношением />.
4.2.1Расчет подшипников качения тихоходного вала
Определяем суммарныереакции для каждой опоры.
В опоре А–/>.
В опоре В – />.
Определяем коэффициентвращения, коэффициент безопасности и температурный коэффициент:
/>, />,/>.
По отношению составляющих/> и /> находим /> и /> (/>,/>,/>):
/>, /> />, />.
Определяем эквивалентнуюрадиальную нагрузку:
/>.
Определяем долговечностьподшипника и сравниваем с нужной:
/>.
Из условия видно, чтоподшипник подходит.
4.2.2Расчет подшипников качения промежуточного вала
Определяем суммарныереакции для каждой опоры.
В опоре С–/>.
В опоре D –/>.
Определяем коэффициентвращения, коэффициент безопасности и температурный коэффициент:
/>, />,/>.
Определяем эквивалентнуюрадиальную нагрузку:
/>.
Определяем долговечностьподшипника и сравниваем с нужной:
/>.
Из условия видно, чтоподшипник подходит.
4.2.3Расчет подшипников качения тихоходного вала
Определяем суммарныереакции для каждой опоры.
В опоре E–/>.
В опоре F –/>.
Определяем коэффициентвращения, коэффициент безопасности и температурный коэффициент:
/>, />,/>.
По отношению составляющих/> и /> находим /> и /> />.
Определяем эквивалентнуюрадиальную нагрузку:
/>.
Определяем долговечностьподшипника и сравниваем с нужной:
/>.
Из условия видно, чтоподшипник подходит.
5. РАСЧЕТШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5.1 Расчётшпонки быстроходного вала
Материал: Сталь 45, т.о.нормализация, />.
Шпонка призматическая,размеры: /> глубина паза вала />; глубина паза ступицы />; />.
Шпонка /> ГОСТ 23360 – 78.
Проверяю шпонку на смятие
/>,
где />– крутящий момент на валу, />;
/>– диаметр вала, />;
/>– расчётная длина шпонка, />.
/>; />;/>.
/>.
Условие выполняется/>шпонка подходит.
5.2 Расчётшпонки промежуточного вала
Материал: Сталь 45, т.о.нормализация, />.
Шпонка призматическая,размеры: /> />;/>; />.
Шпонка /> ГОСТ 23360 – 78.
Проверяю шпонку на смятие
/>,/>; />; />.
/>.
Условие выполняется/>шпонка подходит.
5.3 Расчётшпонки тихоходного вала
1) Шпонка под колесом.Материал: Сталь 45, т.о. нормализация, />.
Шпонка призматическая,размеры: /> />;/>; />.
Шпонка /> ГОСТ 23360 – 78.
Проверяю шпонку на смятие
/>,/>; />; />.
/>.
Условие выполняется/>шпонка подходит.
2) Шпонка на выходномконце вала.
Материал: Сталь 45, т.о.нормализация, />.
Шпонка призматическая,размеры: /> />;/>; />.
Шпонка /> ГОСТ 23360 – 78.
Проверяю шпонку на смятие
/>,/>; />; />.
/>.
Условие выполняется/>шпонка подходит.
6. ПОДБОРМУФТ
Муфту подбирают порасчетному моменту и диаметру вала
/>,
где Тн–наиболее длительно действующий момент, Н·м;
к – коэффициент динамичности, к =1,5;
Ттабл – табличное значение передаваемогомомента.
Длясоединения вала электродвигателя с валом редуктора используем муфту созвездочкой. За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфтыобладают способностью амортизировать толчки и удары, демпфировать отдельныеэлементы привода.
Тр=29·1,5=43,5 Н·м
Принимаеммуфту упругую со звездочкой 125-32-1-28-2-У3 ГОСТ 14084-76 dэ=32мм; dвала=28мм; Тн=125Н·м
Для соединения выходноговала редуктора с валом барабана конвейера использую зубчатую муфту.
Достоинства: компенсируетэксцентриситет и перекос валов, продольное смещение валов, передает большиекрутящие моменты
Тр=405·1,5=607,5 Н·м
Принимаю муфту зубчатую МЗ-40ГОСТ 5066-83 dм=40мм; Тм=710Н·м.
7. ВЫБОР ИОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Для смазки зубчатых колеси подшипников применяю картерную смазку масляным туманом.
Определяем необходимыйобъем масла
V=b·h·l,
где b – ширина масляной ванны, дм;
h – уровень масла, дм;
l – длина масляной ванны, дм.
V=1,86·1,52·4,94=14 дм3=14л
/>, />
Окружная скорость колеса
/>
/>
Выбираем масло И-Г-C-68
Смазка подшипников.
Окружная скорость колесана выходном валу выше 1м/с, значит, подшипники будут смазыватьсяпокрывающими внутренние поверхности стенок корпуса. Для смазывания подшипниковбыстроходного вала в плоскости разъема делаю канавки, в крышке корпуса – скосы.
Литература
1.Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин. –3-е изд., перераб. и доп. – Киров: РИО ВГСХА, 2002. – 163 с.: ил.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.Н. Конструирование узлов и деталеймашин. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998. – 447с., ил.