Содержание
Введение
1 Выбор электродвигателяи кинематический расчет
2 Расчет червячнойпередачи редуктора
3 Расчетцилиндрической передачи редуктора
4 Расчет валов
4.1 Предварительныйрасчет валов
4.2 Определение нагрузок,действующих на валы
4.3 Расчет и выбор опорвалов, определение ресурса подшипников
4.4 Проверка шпоночныхсоединений
4.5 Расчет валов наусталостную прочность
Заключение
Список использованныхисточников
Введение
Созданиемашин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должнопредусматривать их наибольший экономический эффект и высокиетехнико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основныетребования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность,надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса,удобство эксплуатации, экономичность.
Транспортирующиемашины являются неотъемлемой частью производственного процесса современногопредприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на двесамостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывногодействия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средстванапольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатныедороги (периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ковторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующимимашинами) — конвейеры различных типов, устройства пневматического игидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.
Машинынепрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных илиштучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки.Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность,что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Цель: Спроектироватьпривод к цепному конвейеру.
Исходные данные дляпроектирования:
— кинематическая схемапривода (рисунок 1);
— мощность на валу тяговойзвездочки РV = 5,4 кВт;
— угловая скорость валатяговой звездочки ωV= 0,5 π;
По кинематической схемеопределяем общий КПД привода
ηобщ = ηч· ηц · ηк · ηmм · ηkпк = 0,84 · 0,98 · 0,94 · 0,982· 0,994 = 0,72
где Σηi– КПД элементов, составляющих привод [1, с. 61, таблица 7]
ηч = 0,84– КПД червячной передачи (предварительный);
ηц = 0,98– КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηк = 0,94– КПД открытой конической передачи;
ηм = 0,98– КПД муфты;
ηп = 0,99– КПД одной пары подшипников качения.
m = 2 – число муфт;
k = 4 – число пар подшипников качения.
Определяем требуемуюмощность электродвигателя
РЭ.тр = РV / ηобщ = 5,4 / 0,72= 7,5 кВт
Из источника [1, с. 62,таблица 8] выписываем рекомендуемые значения передаточных отношениймеханических передач:
— закрытой цилиндрическойuз = 3…5,
— червячной uч= 8…40;
— открытой конической uк= 1,5…3.
Определяем требуемуючастоту вращения ротора электродвигателя
nЭ.тр = nV · uз · uч · uк= 15 · (3…5) · (8…40) · (1,5…3) = 540 … 9000 мин-1
где nV – частота вращения вала тяговойзвездочки
/>
Из источника [1, с. 63, таблица9] выбираем двигатель АО2-51-4 с параметрами: номинальная мощность Рэд=7,5кВт; частота вращения nэд=1460 мин-1, диаметр выходногоконца ротора d = 32 мм.
Определяем передаточноеотношение привода
u = nэд / nV = 1460 / 15 = 97,33
Предварительно намечаемпередаточное отношение открытой конической передачи uк = 1,6, тогда частота вращения выходного вала редуктора
nIV = nV · uк = 15 · 1,6 = 24 мин-1
Определяем общеепередаточное число червячно-цилиндрического редуктора
uред = nэд/ nIV = 1460 / 24 = 60,83
Предварительно принимаемпередаточное число червячной передачи uч=20, тогда передаточноечисло цилиндрической передачи
uц = uред/ uч = 60,83 / 20 = 3,04
Принимаем uц =3.
Вычисляем фактическоезначение передаточного отношения привода
uф = uч· uц · uк = 20 · 3 · 1,6 = 96
Определяем отклонение оттребуемого (допускается расхождение 5%)
/>
Уточняем частоты вращениявалов
nI = nэд = 1460 мин-1
nII = nI / uч = 1460 / 20 = 73 мин-1
nIII = nII / uц = 73 / 3 = 24,2 мин-1
nIV = nIII / uк = 24,2 / 1,6 = 15,1мин-1
nV = nIV = 15,1 мин-1
Определяем мощности навалах привода
РV = 5,4 кВт
РIV = РV / (ηк · ηп) = 5,4 /(0,94 · 0,99) = 5,79 кВт
РIII = РVI / (ηм · ηп)= 5,79 / (0,98 · 0,99) = 5,96 кВт
РII = РIII / (ηц · ηп)= 5,96 / (0,98 · 0,99) = 6,13 кВт
РI = РII / (ηч · ηп)= 6,13 / (0,84 · 0,99) = 7,35 кВт
РЭ = РI / ηм = 7,35 / 0,98 =7,49 кВт
Определяем вращающиемоменты на валах
/>
2 Расчет червячнойпередачи редуктора
Исходные данные длярасчета:
- вращающий момент натихоходном валу Т2 = 801,6 Н·м = 801600 Н·мм;
- частота вращениячервяка n1 = 1460 об/мин;
- передаточное отношениеiЧ = 20.
Предварительно принимаемнекорригированную передачу с числом заходов червяка z1 = 2 и числом зубьев колеса
z2 = z1 · uЧ = 2 · 20 = 40 [2, с. 55]
Выбираем материал червякаи венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой дотвердости не менее HRC 45 с последующим шлифованием [2, с. 66].
Так как к редуктору непредъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колесабронзу БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) [2, с. 65].
Предварительно примемскорость скольжения vS » 6,3 м/с. Тогда при длительной работе передачи допускаемоеконтактное напряжение [sH] = 153 МПа[2, с. 68, таблица 4.9] (с пересчетом табличных значений методом линейнойинтерполяции).
Определяем допускаемоенапряжение изгиба при нереверсивной работе
[sOF] = КFL × [sOF]’ = 0,543 × 98 = 53,5 МПа,
где КFL =0,543 [2, с. 67] – коэффициент долговечности при длительной работе, когда числоциклов нагружения зуба NS>25×107;
[sOF]’ = 98 МПа [2, с. 66] – основноедопускаемое напряжение изгиба для принятого материала червячного венца испособа получения отливки.
Принимаем предварительнокоэффициент диаметра червяка q = 8 [2, с. 55].
Принимаем предварительныйкоэффициент нагрузки К = 1,2 [2, с. 64].
Определяемпредварительное межосевое расстояние исходя из условия контактной выносливостипо формуле [2, с. 60]
/>
Определяем модульзацепления
/> мм.
Принимаем по ГОСТ 2144-76стандартные значения модуля m = 10 мм [2, с. 56].
Определяем межосевоерасстояние при стандартных значениях модуля и коэффициент диаметра червяка
/> мм
Рассчитываем основныеразмеры червяка:
— делительный диаметрчервяка
d1 = q × m = 8 × 10 = 80 мм;
— диаметр вершин витковчервяка
dа1 = d1+ 2m = 80 + 2 × 10 = 100 мм;
— диаметр впадин витковчервяка
df1 = d1– 2,4 × m = 80 – 2,4 × 10 = 56 мм;
— длина нарезанной частишлифованного червяка
b1 ³ (11 + 0,06×z2) × m + 25 = (11 + 0,06×40) × 10 + 25 = 159 мм
принимаем b1 = 160 мм
— делительный уголподъема червяка при z1 = 2 и q = 8
g = 14°2’ [2, с. 57, таблица 4.3].
Рассчитываем основныеразмеры червячного колеса:
— делительный диаметрчервячного колеса
d2 = z2× m = 40 × 10 = 400 мм;
— диаметр вершин зубьевчервячного колеса
dа2 = d2+ 2 × m = 400 + 2 × 10 = 420 мм;
— диаметр впадин зубьевчервячного колеса
df2 = d2 — 2,4 × m = 400 – 2,4 × 10 = 376 мм;
— наибольший диаметрчервячного колеса
/> мм;
— ширина венца червячногоколеса
b2 = 0,75 × dа1 = 0,75 × 100 = 75 мм.
Определяем окружнуюскорость червяка
/> м/с.
Определяем скоростьскольжения
/> м/с.
Так как фактическаяскорость скольжения vS = 6,3 м/с не отличается от принятой на этапепредварительного расчета, то допускаемые напряжения не корректируем.
Определяем точный КПДредуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешиваниямасла
/>
где r’ = 1°53’ [2, с. 59, таблица 4.4] – приведенный угол трения.
Принимаем седьмую степеньточности передачи и определяем коэффициент динамичности КV = 1,4 [2,с. 65, таблица 4.7].
Определяем коэффициентнеравномерности распределения нагрузки
/>,
где Q = 57 [2, с. 64] – коэффициентдеформации червяка при z1 = 2 и q = 8;
х = 0,6 [2, с. 65] –вспомогательный коэффициент при незначительных колебаниях нагрузки.
Рассчитываем фактическийкоэффициент нагрузки
К = Кb × КV = 1,14 × 1,4 = 1,596
Определяем фактическоеконтактное напряжение на активных поверхностях зубьев червячного колеса
/> МПа
Результат расчета следуетпризнать удовлетворительным, так как фактическое контактное напряжение sH = 152 МПа меньше допускаемого [sH] = 153 МПа.
Осуществляем проверкупрочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Рассчитываемэквивалентное число зубьев
/>.
Определяем коэффициентформы зуба YF = 2,22 [2, с. 63, таблица 4.5] для эквивалентногочисла зубьев zV = 44.
Определяем напряжениеизгиба
/> МПа
Результат расчета следуетпризнать удовлетворительным, так как фактическое изгибное напряжение sF = 11,3 МПа не превышает допускаемого [sOF] = 53,5 МПа.
Определяемнагрузки, действующие на валы.
Окружноеусилие на колесе Ft2 и осевое на червяке Fа1
/> Н
Радиальноеусилие на колесе и червяке
/> Н
где α= 20º – угол зацепления.
Окружноеусилие на червяке Ft1 и осевое на колеса Fа2
/> Н
3 Расчет цилиндрическойпередачи редуктора
Исходные данные длярасчета:
- вращающие моменты Т1= 798 Н·м = 798000 Н·мм;
Т2 = 2340 Н·м= 2340000 Н·мм.
- частоты вращения n1= 73 мин-1; n2 = 24,2 мин-1.
- требуемоепередаточное число u = 3.
Предварительно назначаем числазубьев зубчатых колес:
— ведущей шестерни
z1 = 20
— ведомого колеса
z2 = z2 · u = 20 · 3 = 60
Выбираем материал колес –сталь 45, термообработка – нормализация до твердости не менее HB210 [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем допускаемыеконтактные напряжения
/>
где sHlimb – предел контактной выносливости
sHlimb = 2×HB + 70 = 2 × 210 + 70 = 490 МПа
КHL = 1 [2, с.33] – коэффициент долговечности;
[SH] = 1,2 [2,с. 33] – коэффициент безопасности.
Определяемпредварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточнойконтактной выносливости активных поверхностей зубьев
/>
где Ка =49,5 [2, с. 32] – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба для прямозубыхколес;
КНb = 1,25 [2, с. 32] — коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба принесимметричном расположении колес относительно опор валов;
yba = 0,42 [2, с. 33] – коэффициентширины венца относительно межосевого расстояния.
По предварительномумежосевому расстоянию определяем модуль зацепления
/>
По ГОСТ 9563-60* принимаеммодуль зацепления m = 8 мм [2, с. 36].
Определяем делительныедиаметры колес z1 и z2
d1 = mz1= 8×20 = 160 мм
d2 = mz2= 8×60 = 480 мм
Уточняем межосевоерасстояние
/>
Определяем ширину колес
[b] = aw ·ψba = 320 · 0,42 = 134,4 мм
Принимаем b = 130 мм.
Назначаем седьмую степеньточности передачи [2, с. 32].
При модуле m = 8 мм иширине венца b = 130 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностяхзубьев
/>
где КН –уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширинезуба
КН = КНb × КНu = 1,25 × 1,1 = 1,38
КНb = 1,25 [2, с. 32] – принесимметричном расположении колес относительно опор валов;
КНu = 1,1 [2, с. 40] – при окружнойскорости передачи u £ 1 м/с и коэффициенте ширины венца yba = 0,42.
Из расчета видно, чтоконтактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельнодопустимых для выбранного материала и термообработки
sН = 407 МПа
Следовательно, колесаудовлетворяют требованиям контактной выносливости.
Определяем окружную силу,действующую в зацеплении
/>
Определяем радиальнуюсилу, действующую в зацеплении
Fr = Ft× tga = 9975 × tg20° = 3631Н
где a = 20° — угол зацепления.
Проверяем зубчатыезацепления на изгибную прочность.
Определяем допускаемыенапряжения изгиба/>
где /> – предел усталостнойпрочности при изгибе для стали 45 нормализованной при отнулевом цикле изменениянапряжений изгиба
/> = 1,8 · HВ = 1,8 · 210 =378 МПа
[SF]’ = 1,75[2, с. 44] – коэффициент безопасности;
[SF]” = 1 [2,с. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материалаи зависящий от метода получения заготовки (для штампованных заготовок).
При работе цилиндрическойпрямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцовнаибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее числозубьев, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводить дляколеса z1.
Определяем действующиеизгибные напряжения для колеса z1.
/>
где KF = 1,43[2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряженийпо ширине зуба,
YF = 4,09 [2,с. 42] – коэффициент формы зуба.
Из расчета видно, чтоизгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материалаи термообработки
sF = 57 МПа
Следовательно,рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.
4 Расчетвалов
4.1 Предварительныйрасчет валов
Определяемориентировочное значение диаметров валов I…III между опорами из расчета на чистоекручение по пониженным касательным напряжениям [t]к = 20 МПа [2, с. 161]
/>
Приконструировании вала Iпринимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфтарассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI= 46,5 Н×м. Для удобствамонтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. Приэтом диаметр dI посадки подшипника на вал на 2…5 ммбольше диаметра dВI выходного конца. Кроме того, на валуI имеется червяк. Как правило, виткичервяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следуеториентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2.Таким образом, для вала Iполучим: диаметр между опорами dМI = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВI = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).
Приконструировании вала IIучитываем, что этот вал IIявляется промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, длявала II получим: диаметр между опорами dМII = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).
Длявала III принимаем: диаметр между опорами(посадка зубчатого колеса) dМIII = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3ГОСТ 21424-93) dВIII = 80 мм;.
Наэтапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние междуопорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор дляпоследующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
/>
Рисунок2 – Эскизная компоновка редуктора
Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячноеи зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни вмасляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).
4.2 Определениенагрузок, действующих на валы
привод конвейер редуктор вал передача
ВалI (рисунок 3)
Окружное,радиальное и осевое усилия на червяке Ft=1200 Н, Fr=1452 Н, Fа=3990 Н (раздел 2).
Консольнаянагрузка от втулочно-пальцевой муфты
FM = сΔr · Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н
где сΔr = 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):
Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.
Консольнаянагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношенииравнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самыйнеблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположноравнодействующей сил зацепления. При этом
/>
ВалII (рисунок 4)
Окружное,радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft1=3990 Н, Fr1=1452Н, Fа1=1200 Н (раздел 2).
Окружноеи радиальное усилия на шестерне Ft2 = 9975 Н, Fr2=3631 Н (раздел 3).
ВалIII (рисунок 5)
Окружноеи радиальное усилия на зубчатом колесе Ft= 9975 Н, Fr= 3631 Н (раздел 3).
Консольноеусилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты
FM = сΔr · Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н
где сΔr = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица10.27] – радиальная жесткость;
Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.
Рассматриваемсамый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположноравнодействующей сил зацепления. При этом
/>
4.3 Расчет и выборопор валов, определение ресурса подшипников
Для приводоввнутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3, с. 133, таблица9.4].
Вал I (рисунок 3)
Исходные данные длярасчета:
- суммарныерадиальные реакции опор RА = 926 Н, RБ = 535 Н;
- частота вращениявала n = 1460 мин-1 (раздел 1).
- посадочный диаметрподшипников dI = 35 мм.
Навал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаемрадиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочномудиаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристикиподшипника в таблице 2
Таблица2 – Характеристики подшипникаОбозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н
Статическая грузоподъемность С0, Н 46307 35 80 42600 24700
Осевыесоставляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников
SА = e · RА = 0,68 · 926 = 630 Н;
SБ = e · RБ = 0,68 · 535 = 364 Н;
SА – SБ = 630 – 364 = 266 Н
где е= 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
Внашем случае
SБ SА – SБ = 266 Н
тогда
АБ= SБ = 364 Н ; АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н
Рассмотримподшипник «Б».
Отношение/> = е – осевую нагрузку неучитываем.
Определяемэквивалентную нагрузку
РВ= V ×RБ×Кб × Кт = 1 ×535 ×1 ×1 ×1= 535 Н
где V= 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);
Кб= 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);
Кт= 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).
Рассмотримподшипник «А».
Отношение/> > е = 0,68 – осевуюнагрузку учитываем
Приα = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213,таблица 9.18].
Определяемэквивалентную нагрузку
РА= (X × V × RА + Y × АА) × Кб × Кт = (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1= 4168 Н
Расчетпроводим по более нагруженному подшипнику «А».
Определяем расчетнуюдолговечность, млн. об.
/> млн. об.
Определяемрасчетную долговечность, ч.
/> ч.
Расчетпоказывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал II (рисунок 4 )
Исходные данные длярасчета:
- суммарные радиальныереакции опор RВ = 3225 Н, RГ = 6089 Н;
- частота вращения валаn = 73 мин-1 (раздел 1).
- посадочныйдиаметр вала dII = 55 мм.
Навал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительнонамечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметруподбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138].Характеристики подшипника в таблице 3
Таблица3 – Характеристики подшипникаОбозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н
Статическая грузоподъемность С0, Н 2007111А 55 90 76500 64000
Осевыесоставляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников
SВ = 0,83e · RВ = 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;
SГ = 0,83e · RГ = 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;
SГ – SВ = 1668 – 883 = 785 Н
где е= 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
Внашем случае
SВ SГ – SВ = 785 Н
тогда
АВ= SВ = 883 Н ; АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н
Рассмотримподшипник «В».
Отношение/>
Определяемэквивалентную нагрузку
РВ= V ×RВ×Кб × Кт = 1 ×3225 ×1 ×1 ×1 = 3225 Н
Рассмотримподшипник «Г».
Отношение/> > е = 0,33 – осевуюнагрузку учитываем
Определяемэквивалентную нагрузку
РГ= (X ×V ×RГ+ Y ×АГ) × Кб ×Кт = (0,4 × 1 ×6089 + 1,8 × 2083) ×1 ×1= 6185 Н
где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] –коэффициент радиального нагружения;
Y= 1,8 [4, с. 242, таблица 138] –коэффициент осевого нагружения;
Расчетпроводим по более нагруженному подшипнику «Г».
Определяем расчетнуюдолговечность, млн. об.
/> млн. об.
Определяемрасчетную долговечность, ч.
/> ч.
Расчетпоказывает, что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал III (рисунок 5)
Исходные данные длярасчета:
- суммарные радиальныереакции опор RД = 2658 Н, RЕ = 6779 Н;
- частота вращения валаn = 24 мин-1 (раздел 1).
- посадочный диаметрвала dIII = 85 мм.
Таккак тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическуюпередачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаемрадиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4
Таблица4 – Характеристики подшипникаОбозначение Внутренний диаметр, d, мм Наружный диаметр, D, мм Динамическая грузоподъемность С, Н
Статическая грузоподъемность С0, Н 217 85 150 83200 53000
Расчетпроводим по более нагруженному подшипнику «Е».
Определяемэквивалентную нагрузку
РЕ= V ×RЕ×Кб × Кт = 1 ×6779 ×1 ×1 ×1= 6779 Н
Определяемрасчетную долговечность, млн. об.
/> млн. об.
Определяемрасчетную долговечность, ч.
/> ч.
Расчетпоказывает, что расчетный ресурс Lh = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] =6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
4.4 Проверкашпоночных соединений
Проверяем на прочностьшпоночное соединение выходного конца вала I с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [sСМ] = 100 МПа [2, с. 170]
/>
где d = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты,
lP = l – b = 56– 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами,
l = 56 мм – общая длина шпонки,
h = 8 мм – высота шпонки,
t1 = 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 10 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочностьсоединение вала II с шестерней ичервячным колесом
/>
где d = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP = l – b = 100– 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 100 мм – общая длина шпонки,
h = 11 мм – высота шпонки,
t1 = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочностьсоединение вала III с зубчатым колесом
/>
где d = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP = l – b = 160– 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 160 мм – общая длина шпонки,
h = 14 мм – высота шпонки,
t1 = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпонки.
4.5 Расчетвалов на усталостную прочность
Определимкоэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов,принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, акасательные – по отнулевому (пульсирующему).
Вал I – сечение под опорой «А» (рисунок 3)
Исходные данные длярасчета:
- изгибающий момент подопорой «А» М1 = 139826 Н·мм;
- диаметрвала под опорой «А» dI = 35 мм;
Назначаемматериал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка –закаленного токами высокой частоты) [2, с. 34, таблица 3.3], имеющуюмеханические свойства:
- временное сопротивлениена разрыв sв = 570 МПа
- пределвыносливости по нормальным напряжениям
s-1 = 0,43 · sв = 0,43 · 570 = 245 МПа
- пределвыносливости по касательным напряжениям
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа
Определяем коэффициентзапаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения– посадка с натягом)
/>
где Ss – коэффициент запаса усталостнойпрочности при изгибе
/>
kσ /(εσ∙β) = 2,83 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений изгиба, учитывающий тип концентратора (kσ),диаметр вала (εσ) и шероховатость поверхности вала(β);
sV – амплитуда цикла изгибныхнапряжений при симметричном цикле
/>
W – момент сопротивления изгибусечения вала
/>
ψσ =0,2 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейнормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикланормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
/>
где Fa = 3990 Н – осевая сила на червяке(раздел 2)
St – коэффициент запаса усталостнойпрочности при кручении
/>
kτ /(ετ∙β) = 3,27 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений прикручения
/>
WКР – момент сопротивления кручению сечениявала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 4209 = 8418 мм3
ψτ=0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейкасательных напряжений;
τm = tV = 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательныхнапряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Израсчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности дляопасного сечения вала S = 2,5равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточнойусталостной прочностью.
Вал I – сечение, проходящее через полюсзацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент всередине червяка М2 = 389879 Н·мм;
- диаметрвпадин червяка dМI = 56 мм.
Определяем коэффициентзапаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения –резьба)
/>
где Ss – коэффициент запаса усталостной прочностипри изгибе
/>
kσ /(εσ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибныхнапряжений при симметричном цикле
/>
W – момент сопротивления изгибусечения вала, имеющего шпоночный паз
/> мм3
ψσ =0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейнормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикланормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
/>
St – коэффициент запаса усталостнойпрочности при кручении
/>
kτ /(ετ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений прикручения
/>
WКР – момент сопротивления кручению сечениявала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм3
ψτ=0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейкасательных напряжений;
τm = tV = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательныхнапряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, чтофактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно,рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок4)
Исходные данные длярасчета:
- изгибающий моментпод зубчатой шестерней М2 = 566297 Н·мм;
- диаметрвала под зубчатой шестерней dMII = 60 мм;
Материал вала – сталь 45нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициентзапаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентраторнапряжения – шпоночный паз)
/>
где Ss – коэффициент запаса усталостнойпрочности при изгибе
/>
kσ /(εσ∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибныхнапряжений при симметричном цикле
/>
W – момент сопротивления изгибусечения вала, имеющего шпоночный паз
/> мм3
t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ =0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейнормальных напряжений;
sm – постоянная составляющая цикланормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
/>
где Fa = 1200 Н – осевая сила на червячномколесе (раздел 2)
St – коэффициент запаса усталостнойпрочности при кручении
/>
kτ /(ετ∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений прикручения
/>
WКР – момент сопротивления кручению сечениявала
/> мм3
ψτ=0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейкасательных напряжений;
τm = tV = 10,1 МПа – постоянная составляющая циклакасательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Израсчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности дляопасного сечения вала S = 3больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладаетдостаточной усталостной прочностью.
Проверятьусталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, таккак изгибающий момент в этом сечении М1 = 267651 Н·мм
= 566297Н·мм, а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же, как и для сечения вместе посадки шестерни.
Вал III – сечение под зубчатым колесом (рисунок5)
Исходные данные длярасчета:
- изгибающий моментпод зубчатым колесом М2 = 1613317 Н·мм;
- диаметрвала под зубчатым колесом dМIII = 90 мм.
Определяем коэффициентзапаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентраторнапряжения – шпоночный паз)
/>
где Ss – коэффициент запаса усталостной прочностипри изгибе
/>
kσ /(εσ∙β) = 2,4 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибныхнапряжений при симметричном цикле
/>
W – момент сопротивления изгибусечения вала, имеющего шпоночный паз
/> мм3
t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ =0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейнормальных напряжений;
sm = 0 МПа – постоянная составляющаяцикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St – коэффициент запаса усталостнойпрочности при кручении
/>
kτ /(ετ∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений прикручения
/>
WКР – момент сопротивления кручению сечениявала
/> мм3
ψτ=0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейкасательных напряжений;
τm = tV = 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательныхнапряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Израсчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимогокоэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с.162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)
Исходные данные длярасчета:
- изгибающий моментпод опорой «Д» М1 = 1195001 Н·мм;
- диаметрвала под опорой «Д» dI = 85 мм;
Назначаем материал вала –сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициентзапаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения– посадка с натягом)
/>
где Ss – коэффициент запаса усталостнойпрочности при изгибе
/>
kσ /(εσ∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений изгиба;
sV – амплитуда цикла изгибныхнапряжений при симметричном цикле
/>
W – момент сопротивления изгибусечения вала
/>
ψσ =0,2 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейнормальных напряжений;
sm = 0 МПа – постоянная составляющаяцикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St – коэффициент запаса усталостнойпрочности при кручении
/>
kτ /(ετ∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициентконцентрации напряжений кручения;
tV – амплитуда цикла напряжений прикручения
/>
WКР – момент сопротивления кручению сечениявала
WКР = 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм3
ψτ=0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющейкасательных напряжений;
τm = tV = 11,2 МПа – постоянная составляющая циклакасательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Израсчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности дляопасного сечения вала S =2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладаетдостаточной усталостной прочностью.
Заключение
Привыполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера,включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель,соединенные втулочно-пальцевой муфтой.
Спроектированныйв результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики,обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталяммашин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.
2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин.М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.
3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин.М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.
4 Анурьев, В. И. Справочник конструктора –машиностроителя, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 – 784 с.