регистрация / вход

Привод цепного конвейера

Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.

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.

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

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.

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

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

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

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

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

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

NFE1 >N =>YN1 =1

NFE2 >N =>YN2 =1

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.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий