Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Название: Привод цепного конвейера
Раздел: Промышленность, производство

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные:

Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V — скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Рвых
. = FtּV, (1.1)

где Рвых
.- потребляемая мощность привода, кВт

Рвых
= 1
ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт

1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя

Рэ
= Рвых
/ ףоб,
(1.2)

где Рэ
— потребляемая мощность электродвигателя;

ףоб
– общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

ףоб
= ףц.п
ּ ףк.п
ּ ףм
, ּ ףм
(1.3)

где ףц.п
– КПД цилиндрической передачи, ףц.п
=0,96 – 0,98;

ףц.п
– КПД конической передачи, ףц.п
=0,95 – 0,97;

ףм
– КПД муфты, ףм
=0,98.

ףоб
= 0,97•0,96•0,982
= 0,89

Рэ
=0,75/0,89=0,84 кВт

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

nэ
= nв
ּ u1
ּu2
ּ …(1.4)

гдеu1
, u2
— рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

nв
— частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ
– предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

,
(1.5)

мин-1

Принимаем значения передаточных чисел:

Uб
= 2,5- 5 Uт
=2-5

nэ
=50×4,5×4=900 мин.-1

По найденным значениям Рэ
и nэ
выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84

Pэ
= 1,1 кВт,nэ
= 695 об./мин.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

Uобщ
= nэ
/ nв
(1.6)

где nэ
— номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

Uобщ
= 695/50= 13,9

Uред
= Uобщ
(1.7)

Uред
= 13,9

Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.

, (1.8)

где Uт
– передаточное число тихоходной ступени.

Из стандартного ряда чисел принимаем Uт
=4 по СТСЭВ 229-75

Uб
=Uред
/Uт
, (1.9)

где Uб
– передаточное число быстроходной ступени

Uб
=13,9/4=3,48

Из стандартного ряда чисел принимаем Uб
=3,55 по СТСЭВ 229-75

1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P1
= Pэ
ּ ףм
, (1.10)

где P1
– мощность на первом валу, кВт;

ףм
– КПД муфты

P1
= 1,1×0,98=1,08 кВт

P2
= P1
ּ ףк.п.
, (1.11)

где P2
– мощность на втором валу, кВт;

ףк.п.
– КПД конической передачи

P2
= 1,08×0,96=1,05 кВт

P3
= P2
ּ ףц.п.
, (1.12)

где P3
– мощность на третьем валу, кВт;

ףц.п.
– КПД цилиндрической передачи

P3
= 1,05·0,97=1 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1
= nэ
= 695 мин-1
(1.13)

ni
=ni-1
/Ui
, (1.14)

где ni
, ni-1
– частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1

n2
= n1
/uб
, (1.15)

где uб
– передаточное число быстроходной ступени.

n2
= 695/3,55=195,77 мин-1

n3
= n2
/uт
, (1.16)

где uт
– передаточное число тихоходной ступени.

n3
= 195,77/4=48,94 мин-1

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

Ti
=, Н ּ м(1.17)

где Ti
— крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Рi
— мощность на i-ом валу, кВт;

n — частота вращения i-ого вала, мин-1

T1
= 9550 ּP1
/n1
= 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T2
= 9550 ּP2
/n2
= 9550 ּ1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T3
= 9550 ּP3
/n3
= 9550 ּ1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т1
=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2
=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n1
=195,77 мин-1
;

Частота вращения колеса n2
=48,94 мин-1
;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС
=0,29;

Коэффициент годового использования КГ
=0,8.

2.2 Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня: сталь 40Х, Термообработка — улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.

2.3
Определение допускаемых напряжений

2.3.1 Определение срока службы передачи


(2.1)

где tΣ
– срок службы передачи, час.

tΣ
=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность


, (2.2)

где — базовое допускаемое напряжение, Мпа;

zN
– коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]но
определяется по формуле:


(2.3)

где σHlim
— длительный предел контактной выносливости, МПа;

ZR
— коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR
= 1;

ZV
— коэффициент, учитывающий влияние скорости,

ZV
= 1;

SH
— коэффициент запаса прочности, SH
=1,3 – при однородной структуре материала;

SH
=1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности ZN
определяется по формуле:

(2.4)

где NHO
— базовое число циклов нагружения;

NHE
— эквивалентное число циклов нагружения;

m — показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения NHO
принимается равным:

(2.5)

Если NНО
получится больше 12·107
, то принимают 12·107
.

Когда твёрдость задана в HRC, то

(2.6)

Эквивалентное число циклов нагружения NHE
определяется по зависимости:

NHE
=60 × n × tS
Σ(Ti
/TH
)m/2
·ti
/t=

=60 × n × tS
(a1
b1
3
+ a2
b2
3
+…+ ai
bi
3
), (2,7)

где ai
,bi
– коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)

В случае получения NHE
> N
, ZN
=1.

Валы

Мощности на валах, кВт Частоты вращения валов, мин-1 Крутящие моменты на валах, Н ּ м Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

Uб
=3,55

Uт
=4

За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]HP
=953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.

2.3.3
Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]F
, МПа определяется по формуле:

[σ]F
= [σ]
× YA
× YN,
(2.8)

где [σ]

базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

YA

коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA
=1

;

YN
-–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]
, определяются по формуле:

[σ]
= (σFim
×YR
×YX
×Yб
)/SF
, (2.9)

где σFim
— предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

YR
— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

YR
=1;

YX
– коэффициент размеров, YX
=1;

Yб
— коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Yб
=1;

SF
– коэффициент запаса прочности, SF
=1,7.

Коэффициент долговечности YN

определяют как:

(2.11)

где NFO


базовое число циклов нагружения, NFO

=4×106
;

N

эквивалентное число циклов нагружения;

m — показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –
объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения N

определяются по формуле:

(2.12)

При NFE
>NFO
коэффициент долговечности YN
=1.

Шестерня Колесо

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZR
=1, ZV
=1, SH
=1.3

NHE1
=60·195,77·10161·(13
×0,15+

+0,53
×0,85) = 3,06·107

NHО1
=(47,5·10)3
=10,7·107
<12·107

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZV
=1, SH
=1,3, ZR
=1

NHE2
=60·48,94·10161·(13
×0,15+0,53
×0,85)=

=0,75·107

NHО2
=(47,5·10)3
=10,7·107
<12·107

NHE
< N
– условие выполняется

775·1,23=953,25МПа

775·1,56=1209 МПа

2.3.4 Определение межосевого расстояния

(2,13)

где aw
— межосевое расстояние, мм;

Ka
— вспомогательный коэффициент, Ka
= 450;

КН
– коэффициент нагрузки;

ψa
— коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψa
=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным KH
=1,4.

Из нормального ряда чисел принимаем

2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:

m = (0,01…0,02)аW
, (2,14)

а при твёрдости >45 HRC

mn
= (0,016-0,0315) aw
(2,15)

mn
= (0,016-0,0315)×100

mn
= 1,6 – 3,15

Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи

zΣ
= 2×aw
/mn,
(2,16)

2.3.7
Определение числа зубьев шестерни

z1
= zΣ
/(u+1) (2,17)

z1
= 100/5=20

Z1
>Zmin
, (2,18)

где Zmin
=17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.

2.3.8 Определение числа зубьев колеса

z2
= zΣ
— z1
(2,19)

z2
= 100-20 =80

2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:

d=mn
×z

d1
=2×20=40 мм d2
=2×80=160 мм

Диаметры вершин зубьев:

da
= d+ 2·mn
(2,20)

da1
= d1
+ 2·mn
= 40 + 2·2 = 44 мм;

da2
= d2
+ 2·mn
= 160 + 4 = 164 мм;

Диаметры впадин зубьев:

df
= d– 2.5·mn
(2,21)

df1
= d1
– 2.5·mn
= 40 – 2,5·2 = 35 мм;

df2
= d2
– 2.5·mn
= 160 – 2,5·2 = 155 мм;

Ширина колеса:

b2
= ψa
· aW
(2,22)

b2
= ψa
· aW
= 0.25·100 = 25 мм

Ширина шестерни:

b1
= b2
+ 5мм (2,23)

b1
= b2
+ 5 = 25 + 5 = 30 мм

2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

Ft
= (2×T) / d, (2,24)

где Ft
— окружное усилие, кН;

T — крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;

d — делительный диаметр колеса, мм;

Ft
= (2×51,22)/40 = 2,56кН

Радиальное усилие:

Fr
=Ft
• tgαw
(2.25)

где aw
— угол зацепления, aw
=20°.

Fr
=2,56•tg20 = 0,93 кН

2.3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:

[σ]F1
/YF1 и
[σ]F2
/ YF2
(2,26)

Коэффициенты формы зубьв YF1
и YF2
определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса:

YF1
=4,13 YF2
=3,73

Расчёт ведётся по шестерне.

Напряжения изгиба определяются по формуле:

σF
= (2×103
× YF
×K
× K
·KFV
×T)/(m2
×Z×b) [σ]F
, (2,27)

где σF

рабочее напряжение изгиба, МПа;

K
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;

K

коэффициент концентрации нагрузки;

KFV

коэффициент динамичности нагрузки;

Коэффициент концентрации нагрузки K
назначают в зависимости от коэффициента ширины:

(2,28)

Для определения коэффициента динамичности нагрузки KFV
предварительно необходимо определить окружную скорость колеса:

V= (π×d×n)/(6×104
), (2,28)

где V —
скорость колеса, м/с;

d —
делительный диаметр, мм;

n
частота вращения колеса, мин-1

По скорости назначаем степень точности колеса – 8 степень точности и коэффициент динамичности KFV
= 1,04

σF1
=205,3МПа < [σ]F1
= 323,5МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.3.12 Проверка зубьев колес на контактную прочность

(2,29)

где σH
-контактные напряжения, МПа;

К — вспомогательный коэффициент, К =428 – для прямозубой передачи;

K
— коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К
= 1;

K
— коэффициент концентрации нагрузки, K
= 1,08;

KHV
— коэффициент динамичности нагрузки, KHV
=1,03;

Ft
— окружное усилие, Н;

d1
— делительный диаметр шестерни, мм;

b2
— ширина колеса, мм.

σH
= 801,5 МПа < [σ]H
= 953, 25 МПа

Прочность зубьев обеспечена.

3. Расчёт прямозубой конической передачи

3.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне T1
= 14,84 Hм;

Крутящий момент на колесе T2
= 51,22 Hм;

Частота вращения шестерни n1
=695 мин-1
;

Частота вращения колеса n2
= 195,77 мин-1
;

Передаточное число u = 3,55;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования Kc
= 0,29;

Коэффициент годового использования Kr
= 0,8.

3.2 Выбор материала и термообработки

Шестерня: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ
.

Колесо: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ
.

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1
Определение срока службы передачи

tΣ
= 10161 часов – определено ранее.

3.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

, (3,1)

где — базовое допускаемое напряжение, МПа;

ZN
– коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:

(3,2)

ZR
=1 (т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);

ZV
=1 (проектный расчёт);

SH
=1,3 (поверхностное упрочнение).


(3.3)

m = 6;

NHE
=60·n·tΣ

=

=60·n·tΣ
(a1
b1
3
+a2
b2
3
+…+ ai
bi
3
) (3.4)

Шестерня Колесо

500-600МПа=550 МПа

NFE1
=60·195,77·10161·(19
·0,15+

+0,59
·0,85)= 18,1·107

NFE1
> NFO
=> YN
=1

500-600МПа=550 МПа

NFE2
=60·48,94·10161·(19
·0,15+0,59
·0,85)=

=4,55·107

NFE2
> NFO
=> YN
=1

323,5·1·1=323,5МПа 323,5·1·1=323,5МПа

За расчётное принимаем 775МПа

3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

(3,5)


(3,6)


(3,7)

NFO
=4·106
; m=9


(3.8)


=550МПа, YR
=1,YX
=1,Yδ
=1,SF
=1,7

=550·1·1·1/1,7=323,5МПа

Шестерня Колесо

NHE1
=60·695·10161·(13
·0,15+

+0,53
·0,85)=10,9·107

NHE1
> NHО1
=>ZN1
=1

NHE2
=60·195,77·10161·(13
·0,15+

+0,53
·0,85)=3,06·107

NHE2
< N

775·1=775МПа 775·1,23=953,25 МПа

YA
=1 – передача нереверсивная

3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

de2
= 1650· (3,9)

где de2

диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

KH

коэффициент нагрузки, KH
=1,5

;

Т2

крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]H
— допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

V
H

коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, V
H
=0,85.

de2
= 1650

Назначаем de2ст

= 140 мм.

3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(3.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1
`=Z=17 т.к. Н1
и Н2
>45 HRCЭ
.

3.3.6 Определение числа зубьев колеса

Z2
=Z1
×u (3.11)

Z2
= 17·3,55=60

3.3.7 Определение торцевого модуля

mte
= de2ст.
/Z2
(3.12)

mte
= 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля mte
= 2,25мм (ГОСТ 9563-80)

3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса

de2
= mte
×Z2
(3,13)

de2
= 2,25·60=135 мм

Фактическое передаточное число: Uфак
=60/17=3,53

3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния

(3,14)

где z 1
и z2
— фактические числа зубьев шестерни и колеса.

Re
= 0.5×2,25×= 70,16мм

3.3.10
Определение ширины колес

b = kbe
×Rbe,
(3,15)

где kbe
– коэффициент ширины, kbe
= 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в
=20 мм

3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов

δ2
= arctg Uфакт.
(3,16)

δ1
= 900
— δ2
(3,17)

δ2
= arctg 3,53 = 74,20

δ1
= 900
-74,20
= 15,80

3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

de1
= mte
× z1
(3,18)

de2
= mte
× z2
(3,19)

de1
=2,25·17=38,3мм

de2
= 2,25·60=135мм

Внешниедиаметры:

dae1
= de1
+2(1+x1
)×mte
×cos δ1
(3,20)

dae2
= de2
+2(1+x2
)×mte
×cos δ2
, (3,21)

где х1
и х2
– коэффициенты радиального смещения, х1
и х2
= 0

dae1
=38,3+2·2,25×cos15,82=42,6мм

dae2
=135+2·2,25·cos74,2=136,23мм

3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:

Ft1
= Ft2
= (2×T1
)/de1
(1-0.5kbe
), (3,22)

где Ft1
, Ft2
— окружные усилия, кН;

T1
— крутящий момент на шестерне, Н • м;

de1
— делительный диаметр шестерни, мм.

Ft1
= Ft2
= 2×14,84/38,25× (1-0,5×0,285) =0,9 кН

Осевое усилие на шестерне:

Fa1
= Ft
×tgα× sinδ1
(3,23)

Fa1
= 0,9×tg200
×sin15,820
= 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне:

Fr1
= Ft
tgα cos δ1
(3,24)

Fr1
= 0,9×tg200
×cos 15,820
= 0,32 кН

Осевое усилие на колесе:

Fa2
= Fr1
(3,25)

Fa2
=0,32 кН

Радиальное усилие на колесе:

Fr2
= Fa1
(3,26)

Fr2
= 0,09 кН

3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

zv1
= z1
/cos δ1
(3,27)

zv2
= z2
/cos δ2
(3,28)

zv1
= 17/cos15,820
= 17,67 => YF1
=4,31

zv2
=60/cos74,180
= 220, 09=> YF2
=3,74

Находим отношения:

[σ]F1
/ YF1
и [σ]F2
/ YF2
(3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

σF
= 2.7×103
× YF
×K
× KFV
×T/b× de
×mte
×VF
≤ [σ]F
, (3,30)

где
VF
— коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: VF
= 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе K
определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K
по формуле:

K
= 1+ (K
-1)×1.5, (3,31)

где K
=1,2

K
= 1+(1,2-1)×1,5 = 1,3

При определения коэффициента динамичности нагрузки КFV
предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:

V = π× de2
(1-0.5× kbe
) ×n2
/6×104
(3.32)

где n2
– частота вращения колеса, мин-1
.

V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104
= 1,19 м/с

По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV
= 1,04 и КHV
= 1,03

σF
= 2,7·103
·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

σF
= 177,32<=323,5 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность


(3,33)

σH
= 695,95 < [σ]H
= 775 МПа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора

(3,34)

100-136,23/2-50/2=6,9 мм — условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт входного вала

4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Ft1
= 0,9 кН; Fr1
= 0,32кН;

Fa1
= 0,09кН.

ΣМВ
=0; Fr1
·48- Fa1
·d/2-RAY
·26=0

RAY
=

ΣМA
=0; Fr1
·22- Fa1
·d/2+RBY
·26=0

RBY
=

ΣF=0; RBY
+ RAY
-Fr1
=0

0,53-0,21+0,32=0

I-I

M1
=Fa1
·d1
/2-Fr1
·z1

M1
=0,09×15=1,35Н·м

M1
=-0,32×22+0,09×15=-5,69Н·м

II-II

M2
=-Fp
·z2
+ Fa1
×25+ RAY
×(z2
-22)

M2
==-0,32×22+0,09×15=-5,69 кН;

M2
=-0,32·48+0,09×15+0,53×26=0

ΣМА
=0; RBX
·26+Ft1
·22=0

RBX
=-Ft1
·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН

ΣМВ
=0; -RAX
·26+Ft1
·48=0

RAX
=Ft1
·48/26=0,9×48/26=1,66 кН

ΣF=0; Ra
+Rb
-Ft
=1,66-0,76-0,9=0

I-I

М1
=-Ft1
·z1

M1
=0; M1
=-0,9·22=-19,8 Н·м

Выделяем опасные сечения.

1. Опора А

4.1.2 Упрощённый расчёт вала

(5.4)

где σЭ
– эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.5)

(5.6)

где σ-1
– предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ-1
=0,43σв
(5.7)

σ-1
=0,43·600=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ
– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ
= 1,65 – переход с галтелью.

σЭ
= 8,99 < =68,8МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.2 Расчёт промежуточного вала

4.2.1 Материал и термообработка вала

Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х

σв
=600МПа

σТ
=350МПа

4.2.2 Проектный расчёт вала

dк
(5.11)

dБК
dК
+3f (5.12)

dБn
dn
+3γ, (5.13)

dn
=dK
-3γ (5.14)

dк

Назначаем dк
=24мм, f=1мм

dБК
24+3·1=27мм

Назначаем dБК
=27мм, r=1,6мм

dn
=24-3·1,6=19мм

Назначаем dn
=20мм.

4.2.3 Проверочный расчёт вала

Ft1
= 0,9кН; Ft2
= 2,56кН;

Fr1
= 0,09кН; Fr2
= 0,93кН.

Fa1
=0,32кН; Т2
=51,22Н·м.

ΣМA
=0; RBY
·129-Fr1
·97-Fr2
·32 +Fa1
·d/2=0

RBY
=

ΣМВ
=0; -RAY
·129+Fr1
·32+Fr2
·97+ Fa1
·12·=0

RAY
=

ΣF=0; Ra
+ Rb
-Fr1
-Fr2
=0

0,27+0,75-0,09-0,93=0

I-I

M1
=Ra
·z1

M1
=0; M1
=0,27×32=8,64Н·м

II-II

M2
=Ra
·z2
-Fr2
·(z2
-32)

M2
=0,27×32=8,64 Н·м

M2
=0,27·97-0,93·65=-34,26 Н·м

III-III

М3
=Rb
·z3

М3
=0; М3
=0,75·32=24 Н·м

ΣМА
=0; RBX
·129-Ft1
·97-Ft2
·32=0

RBX
= кН

ΣМВ
=0; -RAX
·129+Ft1
·32+Ft2
·97=0

RAX
=кН

ΣF=0; Rax
+Rbx
-Ft1
-Ft2
=0

1,31+2,15-2,56-0,9=0

I-I

М1
=Rax
·z1

M1
=0; M1
=2,15·32=68,8 Н·м

II-II

М2
=Rbx
·z2

M2
=0; M2
=1,31·32=41,92 Н·м

Выделяем опасные сечения.

1. Место посадки конического колеса на вал.

2. Шестерня.

4.2.4 Упрощённый расчёт вала

(5.15)

где σЭ
– эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.16)

(5.17)

(5.18)

где σ-1
– предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ-1
=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ
– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ
= 1,75 – шпоночный паз.

σЭ
= 64,2 <=64,87МПа

Прочность в сечении обеспечена.

σ-1
=258МПа; ε=0,86; S=2; Кδ
= 1,6 – переход с галтелью.

σЭ
= 59,52 <=69,33МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.3 Расчёт тихоходного вала

4.3.1 Материал и термообработка вала

Сталь 45 горячекатанная.

σв
=580МПа

σТ
=320МПа

4.3.2 Проектный расчёт вала

d (5.19)

dn
d+2t (5.20)

dБ
n
dn
+3γ(5.21)

dк
dБn

d

Назначаем d=40 мм, t=2,5

dn
40+2·2,5=45мм

Назначаем dn
=45мм; r=3

dБn
40+3·3=49мм

Назначаем dБn
=52мм; dк
=48мм.

4.3.3 Проверочный расчёт вала

Ft2
= 2,56кН; Fr2
= 0,93кН.

ΣМA
=0; RBY
·129 -Fr2
·93=0

RBY
=

ΣМВ
=0; -RAY
·129+Fr2
·93·=0

RAY
=

ΣF=0; Ra
+ Rb
-Fr2
=0

0,67+0,26-0,93=0

I-I

M1
=Ray
·z1

M1
=0; M1
=0,26·93=24,18Н·м

II-II

M2
= Ray
·z2
— Fr2
·(z2
-93)

M2
=33,54-92,16=-58,62 Н·м

ΣМА
=0; -Ft2
·93+Rbx
·129=0

RBX
= кН

ΣМВ
=0; -RAX
·129+Ft2
·36=0

RAX
=кН

ΣF=0; Rax
+Rbx
-Ft2
=0

1,85+0,71-2,56=0

M=Rbx
·36=1,85×36=66,6Н·м

Выделяем опасные сечения

1.Место посадки колеса на вал.

4.3.4 Упрощённый расчёт вала

(5.23)

где σЭ
– эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.24)

σ-1
=250МПа; ε=0,81; S=2; Кδ
= 1,75 – шпоночный паз.

σ = 17,25<=57,86МПа

Прочность в сечении обеспечена.

5. Выбор и расчёт подшипников качения

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

5.1.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7206.

Сr
=29,8; Сor
=22,3; e=0,36.

5.1.2 Расчёт подшипников качения

Расчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:

Lh
=, (6.1)

где Lh
— расчетная долговечность подшипника, ч;

n- частота вращения вала, об/мин;

Cr
— динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Pr
— эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;

а1
— коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1
=1;

а23
— коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23
=0,9;

[Lh
]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач tΣ
=10161ч.).

Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:

Pr
= (X ּV ּ Fr
+Y ּ Fa
) ּ Кδ
ּ Кt
, (6.2)

где Fr
– радиальная нагрузка,кН;

Fa
– осевая нагрузка, кН;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кδ
– коэффициент безопасности, для редукторов Кδ
= 1,3;

Кt
– температурный коэффициент, вводимый при t >100º С, Кt
=1.

При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa
, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr
.

Для конических роликоподшипников

S=0,83·e·Fr
.

Rax
=1,66кН, Ray
=0,53кН => Ra
=

Rbx
=-0,76кН, Rby
=-0,21кН => Rb
=

FrA
=Ra
=1,74кН

FrB
=Rb
=0,79кН

SA
=0,83·0,37·1,74=0,53кН

SB
=0,83·0,37·0,76=0,23кН

SA
>SB
; FA
≥SB
-SA
=>Fa1
=SА
; Fa2
=Fa1
+Fa

Fa1
=0,53кН; Fa2
=0,53+0,33=0,88кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (1 ·1 ·1,74 +0) ּ1,3 ּ1 = 2,3 кН.

Prв = (0,4 ·1· 0,79+ 1,6 ·1) ּ1,3 ּ1 = 2,49 кН.

Больше перегружена опора В.

Lh
=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

5.2.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7204.

Сr
=29,2кН; Сor
=21кН; e=0,37, Y=1,6.

5.2.2 Расчёт подшипников качения

Rax
=2,15кН; Ray
=0,75кН => Ra
=2,28кН

Rbx
=1,31кН; Rby
=0,27кН => Rb
= 1,34кН.

Fra
=Ra
=2,28кН;

Frb
=Rb
=1,34кН.

SA
=0,83·0,37·2,28=0,7кН

SB
=0,83·0,37·1,34=0,41кН

SA
< SB
; FA
< SВ
— SА
=>Fa2
=SВ
; Fa1
=Fa2
-Fa

Fa2
=0,41кН; Fa1
=0,41+0,26=0,67кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (0,4 ·1 ·2,28 +1,6·1) ּ1,3 ּ1 = 3,3 кН.

Prв = (1 ·1· 1,34 + 0) ּ1,3 ּ1 = 1,74 кН.

Больше перегружена опора А.

Lh
=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала

5.3.1 Выбор типа подшипников

Шариковый радиальный однорядный 209.

Сr
=33,2кН; Сor
=18,6кН.

5.3.2 Расчёт подшипников качения

Rax
=0,71кН; Ray
=0,26кН => Ra
=0,76кН

Rbx
=1,85кН; Rby
=0,67кН => Rb
= 1,97кН.

Рр
=(0,56·1·0,76+1,71·1,07)·1,3·1=2,93кН.

Lh
=

Долговечность подшипников обеспечена.

6. Расчёт шпоночных соединений

6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валу

Шпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78

Расчёт шпонки на смятие

σСМ
= ≤ [σсм
], (7.1)

где σСМ
– напряжение смятия, МПа;

Т – вращающий момент, Н ּм;

d – диаметр вала, м;

lp
– рабочая длина шпонки, м;

k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ σСМ
] – допускаемое напряжение на смятие, [ σСМ
] =60 МПа.

Т=14,84Н·м; d=20мм; lp
= 50мм; к=2,8мм.

σСМ
= < [σсм
]=60МПа,

6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валу

Т=195,14Н·м; d=38мм; lp
= 50мм; к=3,3мм.

σСМ
= < [σсм
]=60МПа,

Прочность обеспечена.

7. Подбор муфты

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:

Т=Кр
·Тк
,

где Кр
=1,1…1,3 – для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.

Т=1,2·13,18=15,81кН·м

Выбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93

Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н·м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал полумуфт – чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.

Материал пальцев – сталь 45.

Муфта допускает значительный осевой разбег до Δ=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов α<1˚.

8. Выбор смазки передач и подшипников

Для смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2
/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.

Поделиться:
Нет комментариев

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Все поля обязательны для заполнения.

NFE1
>N
=>YN1
=1

NFE2
>N
=>YN2
=1