Расчет и проектирование привода конвейера

Расчет клиноременной передачи. Определение конструктивных размеров червячной передачи. Расчет закрытой червячной передачи. Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора. Проверочный расчет шпонок ведущего вала. Выбор масла, смазочных устройств.

Министерство образования Республики Беларусь

Борисовский государственный политехнический колледж

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование привода конвейера

Разработал:

Коренько А.В.

гр. ТЗ-401, вар.11

Борисов 2007


Содержание

1 Введение

2 Выбор электродвигателя

3 Расчет клиноременной передачи

4 Расчет цепной передачи

5 Расчет закрытой червячной передачи

6 Расчет ведомого вала редуктора

7 Расчет ведущего вала-червяка

8 Подбор подшипников

9 Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

10 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

11 Определение конструктивных размеров червячной передачи

12 Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

13 Определение конструктивных размеров крышек подшипников

14 Выбор масла, смазочных устройств

15 Выбор стандартных изделий

Список использованной литературы


1 Введение

Тяговым органом заданного привода является цепная передача В цепных передачах (см. рис.1)вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим и ведомым звеньями (звездочками).

Рис.1 Схема цепной передачи с червячным редуктором

В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек. По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.

Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода конвейера приведена на рис.2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к валу ведомой звездочки 4 цепного конвейера посредством клиноременной передачи и червячного редуктора с нижним расположением червяка 2.

Рис.2 Кинематическая схема привода конвейера.


2 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

- мощность на ведомой звездочке Р4 =3,5 кВт;

- число оборотов на ведомой звездочке п4 =35 об/мин;

- работа двухсменная;

- нагрузка спокойная нереверсивная.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

ηобщ1 η2 η3 η0 (2.1)

где [1, с.5, табл.1.1]: η1 =0,97- КПД ременной передачи;

η2 =0,72 - КПД закрытой червячной передачи с однозаходним червяком;

η3 =0,95 - КПД цепной передачи;

η0 =0,992 - коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

ηобщ. =0,97*0,72*0,95*0,992 =0,65

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Ртр4общ. (2.2)

где Ртр – требуемая мощность двигателя:

Ртр =3,5/0,65=5,38кВт

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

Рдв. =5,5кВт;

nс =1500об/мин;

S=3,7%

dдв. =32мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

nном =nc ·(1-S);

nном =1500·(1-0,037);

nном =1444,5 об/мин

Определяем общее передаточное число привода

U=nном. /n4 =1444,5/35=41,3

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ. =U1 · U2 · U3 ; (2.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]: U1 =2; U2 =10;

Тогда

U3 = Uобщ. /( U1 · U2 );

U3 =2,06, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U3 =2.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

Uобщ. =2*10*2=40

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (2.4)

По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя

ωдв =πnдв /30=π*1444,5/30=151,3рад/с;

По схеме привода (рис.2) и формуле (2.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n2 = nдв /U1 =1444,5/2=722,3об/мин;

ω2 =πn2 /30=π*722,3/30=75,6 рад/с;

n3 = n2 /U2 =722,3/10=72,2 об/мин;

ω3 =πn3 /30=π*72,2/30=7,6 рад/с;

n4 = n3 /U3 =72,2/2=36,1 об/мин;

ω4 =πn4 /30= π*36,1/30=3,8 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

Р2дв η1 =5,5*0,97=5,335 кВт;

Р32 η2 η0 =5,335*0,72*0,992 =3,764 кВт;

Р43 η3 =5,124*0,95=3,576 кВт,

что близко к заданному.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (2.5)

;

;

;

.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

№ вала n, об/мин ω, рад/с Р, кВт Т, Нм U
Дв. (1) 1444,5 151,27 5,5 36,35 2
2 722,3 75,6 5,335 70,57
10
3 72,2 7,6 3,764 495,3
2
4 36,1 3,8 3,576 941

3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу меньшего шкива Р1дв =5,5 кВт

Вращающий момент на меньшем шкиве Т1 =36,35 Нм

Передаточное число U=3

Частота вращения меньшего шкива nдв =1444,5 об/мин

Угловая скорость вращения меньшего шкива ωдв =151,27 рад/с

По мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем сечение «А» клинового ремня [3,табл.2.1]. Для наглядности, используя ГОСТ1284.1-80 размеры ремня сводим в табл.2.

Таблица 2

Размеры клинового ремня

Наименование Обозначение Величина
Обозначение ремня А -
Диаметр меньшего шкива, мм d1 125
Ширина большего основания ремня, мм W 13
Расчетная ширина ремня, мм 11
Высота ремня, мм Т0 8
Площадь поперечного сечения, мм2 А 81
Угол клина ремня, ° α 40
Расчетная длина ремня, мм 560…4000
Масса одного метра, кг q 0,105

Определяем диаметр большего шкива

d2 =d1 хUх(1-ε) (3.1)

где ε=0,01 – относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.

Подставив значения в формулу (3.1) получим

d2 =125х2х0.99=247,5мм

Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

d2 =250мм

Рассчитываем уточненное передаточное отношение:

U1 =d2 /d1 =250/125=2, т.е. оно не изменилось.

Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):

аmin =0,55Т0 =0,55(125+250)+8=206,25мм

аmax =(d1 + d2 )= 125+250=375мм

Принимаем а=300мм

Вычисляем длину ремня:

Lр=2а+0,5π(d1 + d2 )+ (d1 + d2 )2 /4а

Lр=2х300+0,5х3.14(125+250)+(125+250)2 /1200=1306мм

Принимаем из стандартного ряда Lр =1320мм. Ввиду очень близкого округления длины ремня нет необходимости пересчитывать межосевое расстояние.

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива

α1 =180-57(d2 -d1 )/а

α1 =180-57(250-125)/300=156º

Рассчитываем скорость ремня

;

где [ν]=25м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней,

м/с.

Находим необходимое для передачи число ремней:

(3.2)

где Р0 =2 кВт – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем «А» с диаметром меньшего шкива 125мм и скоростью ремня 10м/с [3,табл.2.4];

СL =0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [3,табл.2.5];

Ср =1,2 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменой работе) [3,табл.2.6];

Сα =0,93 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

Сz =0,9 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (при z=4-6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:

ремня

Проверим частоту пробегов ремня Uпр =ν/Lр ≤[Uрек ]

где [Uрек ]=30c-1 – рекомендованное значение частоты пробегов для клиноременной передачи.

Uпр =9,5/1,8=5,3с-1 .

Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

где Сl =1 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней:

Ft1 х103 /ν=5500/9,5=579Н.

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

Определяем силу давления ремня на вал

Fоп =2F0* z* sinα1 /2=2х110х4хsin78°=861Н

Параметры клиноременной передачи заносим в табл.3.


Таблица 3

Параметры клиноременной передачи

Параметр Обозначение Значение
Тип ремня - А
Количество ремней, шт z 4
Межосевое расстояние, мм а 300
Скорость ремня, м/с ν 9,5
Частота пробегов ремня, с-1 Uпр 5,3
Диаметр ведущего шкива, мм d1 125
Диаметр ведомого шкива, мм d2 250
Предварительное натяжение, Н F0 110
Окружная сила, Н Ft 579
Сила давления ремня на вал, Н Fоп 861

4 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

- передаточное число U3 =2;

- вращающий момент на ведущей звездочке Т3 =495,3Нм;

- частота вращения ведущей звездочки n3 =72,2 об/мин:

- угловая скорость ω3 =7,6 рад/с.

Вычисляем число зубьев на ведущей и ведомой звездочке:

z3 =31-2U3 ;

z4 = z3 хU3 ;

z3 =31-2х2=27

z4 =27х2=54

Рассчитываем коэффициент эксплуатации [3,c.277]:

КэД х ка х кН х кР х кСМ х кП ;

где кД =1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

ка =1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (при а≤(30…60)хt);

кН =1 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров(угол не превышает 60º);

кР =1,25 – при периодическом регулировании натяжения цепи;

кСМ =1 – при капельной смазке;

кП =1,25 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе.

Кэ =1х1х1х1,25х1х1,25=1,56

Определяем шаг цепи:

где [pн ]=22МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи (при частоте вращения ведущей звездочки до 300об/мин и шаге цепи 19,05);

ι=2 – число рядов цепи типа ПР.

Принимаем р=25,4мм, выбираем цепь 2ПР-25,4-11400 [3,табл.3.1], параметры цепи заносим в табл.4. Обозначения параметров см. рис.3.

Рис.3 Рисунок роликовой цепи

Таблица 4

Параметры приводной роликовой двухрядной цепи

Параметр Обозначение Значение
Шаг, мм t 25,4
Расстояние между пластинами внутреннего звена, мм Ввн 15,88
Диаметр оси ролика, мм d 7,92
Диаметр ролика, мм d1 15,88
Высота цепи, мм h 24,2
Ширина цепи, мм b 68
Расстояние между плоскостями, проходящими через оси роликов, мм А 29,29
Разрушающая нагрузка, кН Q 11400
Масса одного метра цепи, кг/м q 5
Параметр, озн. проекцию опорной поверхности, мм2 Аоп 211

Определяем скорость цепи:

;

.

Определяем окружную силу:

;

.

Определяем давление в шарнире:

;

;

Уточняем значение [рН ] = 22 МПа [3,табл.3.3] и проверяем условие:

;

;

Условие выполнено, т.е. ;

Выполнив приведенные расчеты, мы исключили разрыв и быстрый износ выбранной цепи.

Определяем длину цепи в шагах:

;

;

где а=30хt= 30х25,4=762мм - оптимальное межосевое расстояние передачи, принятое из условия долговечности цепи.

Уточняем межосевое расстояние:

;

;

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на .

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

;

;

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

;

;

;

где d1 = 15,88 мм; [см выше табл. 4].

Определяем силы, действующие на цепь:

Окружная сила:

От центробежных сил:

;

;

От провисания:

;

;

где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий расположение цепи, в данном случае принят для наклонной цепи, под углом 45°.

Рассчитываем расчетную нагрузку на валы:

;

Проверяем коэффициент запаса прочности:

;

;

Условие выполняется, т.е. ;

где [s] = 8,4 – нормативный коэффициент запаса прочности, при выборе зависящий от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки [3,табл.3.4];

Параметры цепной передачи заносим в табл.5.

Таблица 5

Параметры цепной передачи

Параметр Обозначение Значение
Скорость цепи, м/с ν 8,25
Межосевое расстояние, мм аЦ 760

Диаметры делительных окружностей, мм: ведущей звездочки

ведомой звездочки

dД3

dД4

219

437

Диаметры наружных окружностей, мм: ведущей звездочки

ведомой звездочки

Dе3

Dе4

230,3

449

Окружная сила, Н Ft3 378
Центробежная сила, Н Fv3 340
Сила от провисания, Н Ff3 56
Нагрузка на вал, Н FВ3 490

5 Расчет закрытой червячной передачи

5.1 Исходные данные

Передаточное отношение

Мощность на валу червяка

Момент на червяке

Число оборотов червяка

Угловая скорость червяка

5.2 Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения

м/с

Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.

5.3 Предварительный расчет передачи

Принимаем допускаемое контактное напряжение [1,табл.5.4]: [σн ] = 173МПа.

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 xU = 4 x 10 = 40.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Определяем межосевое расстояние [1, c.61]

(5.1)

Вычисляем модуль

(5.2)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения m = 4, q = 10, а также Z2 = 40 Z1 = 4. Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2 :

Принимаем aw = 100 мм.

5.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка

Длина нарезной части шлифованного червяка [1]

Принимаем b1 =42мм

Делительный угол подъема Y [1, табл. 4.3] при Z1 = 4 и q =10; принимаем Y = 21 º48’05” ha =m=4мм; hf =1,2xm=4,8мм; c=0,2xm=0,8мм.

Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Принимаем b2 =32мм

Окружная скорость

червяка -

колеса -

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червяка

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1,табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

5.5 Проверочный расчет

Проверяем фактическое контактное напряжение

МПа < [GH ] = 173МПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19

Напряжение изгиба

Па = 16,2 МПа

Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы: , где -коэффициент долговечности, принимаем по его минимальному значению =0,543/1,с.67/;

Таким образом, =98*0,543=53,21МПа. Прочность обеспечена, т. к. < .

Определяем окружные Ft , осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:

Все вычисленные параметры заносим в табл.6.

Таблица 6

Параметры червячной передачи

Параметр Колесо Червяк
m 4
z 40 4
ha,мм 4
hf ,мм 4,8
с, мм 0,8
d, мм 160 40
dа , мм 168 48
df , мм 150,4 30,4
dа m , мм 172 -
b, мм 32 42
γ 21º48’05”
V, м/с 0,6 1,5
Vs , м/с 1,6
Ft , Н 6191 2615
Fa , Н 2615 6191
Fr , Н 2252

6 Расчет ведомого вала редуктора

6.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

FВ3 =490Н – нагрузка от цепи на вал под углом 45°;

Т3 =495,3Н;

d=160мм;

b=32мм.

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора.

Рис.4 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

6.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45, для которой [1, табл.8.4] σв = 890 Н/мм2 . Определяем пределы выносливости материала вала присимметричном цикле изгиба и кручения

; ;

; Н/мм2 ;

; Н/мм2 .

6.3 Определение размеров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под ступицей звездочки израсчёта на чистое кручение

(6.1)

где [τк ]=(20…30)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τк ]=25Мпа.

Диаметр выходного конца

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5)


Рис.5 Приближенная конструкция ведомого вала

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1 +2t=50+2х2,8=55,6мм

Принимаем d2 =60мм

Диаметр под ступицу червячного колеса d3 = d2 +3,2r=60+3,2х3=69,6мм

Принимаем d3 =71мм

Диаметр буртика

d5 = d3 +3,2r=71+9,6=80мм

l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2х50=60мм

l2 ≈1,25d2 =1,25х60=75мм

l3 =(0,8..1)хdam =170мм

Предварительно выбираем подшипник 7512 ГОСТ333-79 с внутренним диаметром 60мм, наружным 110мм, шириной 20мм. l4 =22мм.

6.4 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением

Для построения эпюр с учетом рис.5 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.6).

a=b=l3 /2=85мм;

с=l1 /2+l2 -10=95мм;

d=160мм.


Рис.6 Компоновочный эскиз вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Силу давления цепной передачи на вал FВ раскладываем на составляющие в осях х и у:

FВх = FВ y = FВ cos45°=346,5Н.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет: mа =[Fa×d/2]: mа =2615·160×10-3 /2; mа =209Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу =0

-RBy ·(a+b)+Fr ·a+ mа -FВу (a+b+c)=0

RBy =(-FВу (a+b+c)+Fr ·а+ mа )/ (a+b);

RBy = (-346,5·0,265+2252·0,085+209)/ 0,17;

RBy ==436,5Н

2åmВу =0

RА y ·(a+b)-Fr ·b- mа +FВу (a+b+c)=0

RА y ==(-FВу ·c-+Fr ·b+ mа )/ (a+b);

RА y =(-346,5·0,095+2252·0,085+209)/ 0,17;

RА y =2162Н

Проверка: åFКу =0

RА y -Fr + RBy -FВу =2162-2252+436,5-346,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М =-RА y ·а;

М =-2162·0,085;

М =-184Нм;

М2’у = М -mа (справа);

М2’у =-184-209;

М2’у =-293Нм;

М =FВу ·с;

М =346,5·0,095=33Нм;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.7)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åmАх =0;

-FВх ·(a+b+с)-RВх ·(a+b)+ Ft ·a=0;

-346,5·(0,085+0,085+0,095)-RВх ·(0,085+0,085)+6196·0,085=0;

RВх =434,8/0,17; RВх =2558Н

2åmВх =0;

RАх ·(a+b)-Ft ·b-FВх ·с= 0;

RАх =(6191×0,085+346,5×0,095)/0,17;

RАх =3286,5Н

Проверка åmКх =0;

RАх - Ft +FВх +RВх =2558-6191+346,5-3286,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0; М = -RАх ·а;

М =-3286,5·0,085;

М =-279Нм; М =-FВх ·с;

М =-346,5·0,095;

М =-33Нм, М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

ТI-I =0; ТII-II =T1 =Ft ·d/2;

ТII-II =6191×160×10-3 /2; ТII-II =495Нм.

Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.


6.5 Расчет коэффициента запаса прочности

В соответствии с рис.7 наиболее опасным является сечение 2-2, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки червячного колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М2’у =293Нм;

М =279Нм;

Т2-2 =495Нм;

d=71мм;

в=20мм – ширина шпонки,

t=7,5мм – глубина шпоночного паза.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм.

Определяем напряжения изгиба:

σии /W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм3

σи =404000/30880=13Н/мм2 .

При симметричном цикле его амплитуда равна: σа = σи =95Н/мм2 .

Определяем напряжения кручения: τк2-2 /Wк ; где Wк – момент сопротивлению крученю. По [1,табл.22.1]:

мм3

τк =495000/65025=7,6Н/мм2 .

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τа = τк /2=7,6/2=3,8 Н/мм2 .

Согласно примечанию к табл. 0.2 [3] в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 [3] (интерполируя) Кσν =3,9; Кτd =2,8. По табл. 0.3…0.4 [3]: КF =1,0 – для шлифованной посадочной поверхности; Кν =1,0 – поверхность вала не упрочняется. Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

σ )D =( Кσν + КF -1)/ Кν =(3,9+1-1)/1=3,9;

τ )D =( Кτν + КF -1)/ Кν =(2,8+1-1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

-1 )D-1 /(Кσ )D =383/3,9=98,2 Н/мм2 ;

-1 )D-1 /(Кτ )D =222/2,8=79,3 Н/мм2 .

Определяем коэффициенты запаса прочности:

sσ =(σ-1 )D / σа =98,2/13=7,5;

sτ =(τ-1 )D / τа =79,3/3,8=20,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается.

7 Расчет ведущего вала редуктора-червяка

7.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

Н;

Т2 =116,3Н;

d=83,33мм;

b=40мм.

Схема усилий приведена на рис.4.

7.2 Определение диаметров вала

Ведущий вал – червяк (см.рис.8)

Рис.8 Эскиз червяка

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):

По ГОСТ принимаем d1 =25мм

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1 +2t=25+2х2,2=29,9мм

Принимаем d2 =30мм d3 ≤df 1 =47,88

Принимаем d3 =40мм

l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4x25=35мм

l2 ≈1,5d2 =1,5x30=45мм

l3 =(0,8…1)хdam =170мм

l4 – определим после выбора подшипника

7.3 Эскизная компоновка ведущего вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии по мм подшипник №36307, у которого Dп =80мм; Вп =21мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.6).

Принимаем

lст =b+10мм – длина ступицы колеса:

lст =40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца ступицы шкива.

Принимаем 40мм. lш =60мм - длина ступицы шкива.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=21/2+10+10+50/2;

а=b=55,5мм

Принимаем а=b=55мм.

с= Вп/2+40+lш /2;

с=21/2+40+60/2;

с=80,5мм

Принимаем с=80мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lзв /2;

L=21/2+55+55+80+60/2;

L=230,5мм;

Принимаем L=235мм.

7.4 Расчет ведущего вала на изгиб с кручением

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

mа =[Fa×d/2]:

mа =6191·40×10-3 /2;

mа ≈124Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу =0

RBy ·(a+b)-Fr ·a- mа =0

RBy =(Fr ·а+ mа )/ (a+b);

RBy = (2252·0,055+124)/ 0,11;

RBy ==2253Н

2åmВу =0

RА y ·(a+b)+Fr ·b- mа =0

RА y ==(-Fr ·b mа )/ (a+b);

RА y =(2252·0,055+124)/ 0,11;

RА y =1Н

Проверка: åFКу =0

RА y - Fr - RBy =1-2252+2253=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М = -RА y ·а;

М =-1·0,055;

М =-0,05Нм;

М2’у = М - mа (справа);

М2’у =-0,05-124;

М2’у =-124Нм;

М =0;

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм (рис.9)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)


Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала.

1åmАх =0;

-FОп ·(a+b+с)-RВх ·(a+b)+Ft ·a=0;

-861·(0,055+0,055+0,08)+RВх ·(0,055+0,055)-2615·0,055=0;

RВх =307,4/0,11;

RВх »2795Н

2åmВх =0;

RАх ·(a+b)-Ft ·b-Fоп ·с= 0;

RАх =(2615×0,055+861×0,08)/0,11;

RАх »1934Н

Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М =0;

М = -RАх ·а;

М =-1934·0,055;

М =106Нм;

М = FОп ·с;

М =861·0,08;

М =69Нм

М =0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх .

Крутящий момент

ТI - I =0;

ТII - II =T1 =Ft ·d/2;

ТII - II =2615×40×10-3 /2;

ТII - II =52Нм.

Так как значения изгибающих и крутящих моментов значительно меньше, чем у ведомого вала расчет вала на прочность не проводим.


8 Подбор подшипников

8.1 Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n2 =722мин-1 ;

dп3 =30мм;

RА y =1Н;

RАх =1934Н;

RBy =2252Н;

RВх =2791Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3 =30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

Dn 2 =72мм;

Вn 2 =21мм;

С0 =40кН – статическая грузоподъемность;

С=29,9кН – динамическая грузоподъемность

е=0,34 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,78 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.


Рис.9 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1 =0,83×0,34×3587;

S1 =1012Н;

S2 =0,83×0,34×1934;

S2 =546Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

FaI =S1 ;

FaII =S2 +FaI ;

FaI =1012Н;

FaII =546+1012;

FaII =1558Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kτ ;

где Kd - коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2 =(0,4×1×1934+1,78×1558)×1,5×1; Fэ2 =5146Н≈5,2кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода 3 года при двухсменной работе Lhmin =260х8х2х3=12500ч.

В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n2 =72,2мин-1 ;

dп3 =60мм;

RА y =2162Н;

RАх =3286Н;

RBy =436Н;

RВх =2558Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3 =60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

Dn 2 =110мм;

Вn 2 =30мм;

С0 =94кН – статическая грузоподъемность;

С=75кН – динамическая грузоподъемность

е=0,392 – коэффициент осевого нагружения;

У=1,528 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4. Подшипники устанавливаем враспор.

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1 =0,83×0,392×2595; S1 =844Н;

S2 =0,83×0,392×3933; S2 =1280Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

FaI =S1 ;

FaII =S2 +FaI ;

FaI =844Н;

FaII =844+1280;

FaII =2124Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kτ ;

где Kd - коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2 =(0,4×1×3933+1,78×2124)×1,5×1;

Fэ2 =8030Н=8,03кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода Lhmin =12500ч.

В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.

9. Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3].

Рис.10 Сечение вала по шпонке

Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=8x7 мм2 при t=4мм (рис.10).

При длине ступицы шкива lш =35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(9.1)

где Т – передаваемый момент, Н×мм; ТII =70570Н×мм

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр =l-b,мм;

[s]см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из ст.3 ([s]см =110…190 Н/мм2 ) вычисляем:


Условие выполняется.


10. Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т3 =232Нм=495300Нмм.

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм.

При l1 =60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (9.1).


Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7,5мм.

При l1 =32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см =70…100 МПа) и Т2 =748Н×мм:


Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.6.


Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр Вал-шкив Вал-полумуфта Вал-колесо
Ширина шпонки b,мм 8 14 20
Высота шпонки h,мм 7 9 12
Длина шпонки l,мм 32 45 32
Глубина паза на валу t1 ,мм 4 5,5 7,5
Глубина паза во втулке t2 ,мм 3,3 3,8 4,9

11. Определение конструктивных размеров червячной передачи

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

dст =1,55d;

dст =1,55х71=110мм

Учитывая, что диаметр впадин df =150,4мм конструкцию червячного колеса принимаем биметаллической, т.е. колесо без обода из серого чугуна, а венец – из бронзы БрА9Ж3Л. Определяем конструктивные размеры частей (см. рис.11).

Рис.11 Конструктивные размеры червячного колеса d=(0,4…0,5)b=0,5х32=16мм, h=(0,3…0,4)d=5мм

Размеры фасок венца и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров.

fо =2,5мм (для d=110…164мм), fст =2,0мм (для d=71мм)

Принимаем α=45º, γ=0°

12. Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

По рассчитанным и выбранным размерам строим компоновочную схему редуктора (рис.12) и определяем основные размеры корпуса.

Производим тепловой расчет, суть которого сводится к тому, чтобы температура масла в картере редуктора не превышала допускаемого значения [tм ]=80…90ºС.

tм =tв1 (1-η)/(Кt А)≤ [tм ] (12.1)

где tв — температура воздуха вне корпуса, °С; в цеховых условиях tм =20ºС;

Р1 =5335— мощность на червяке, Вт;

η=0,85 — КПД редуктора с 4-хзаходним червяком;

Кt — коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения. Для чугунных корпусов принимают Кt =8. . .17 Вт/(м2 · ºС);

А — площадь поверхности охлаждения редуктора.

Для облегчения определения площади поверхности редуктора компоновочный чертеж упрощаем до формы параллепипеда с размерами 300х250х100мм. Тогда

А=2х0,3х0,25+2х0,25х0,1+2х0,3х0,1=0,26м2

Подставив данные в формулу (12.1) получим

tм =20+5335(1-0,85)/(10х0,26)=50,8˚С≤ [tм ]


Рис.12 Конструкция корпуса редуктора

13. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

Конструкцию крышек подшипников принимаем привертную (рис.13).

Рис.13 Конструкция крышек подшипников

Определяем основные размеры крышек подшипников и заносим результаты в табл.8.

Таблица 8

Основные размеры крышек подшипников

Размер Обозначение Значение
ведущий вал ведомый вал
Наружный диаметр, мм D1 110 155
Наружный посадочный диаметр, мм D 72 110
Внутренний диаметр по валу, мм d 31 61
Внутренний диаметр по манжете, мм d1 52 85
Внутренний диаметр по подшипнику, мм d2 64 95
Толщина стенки, мм b 12 15

Остальные размеры определяем конструктивно при построении чертежа.


14. Выбор системы и вида смазки

Скорость скольжения в зацеплении VS = 2,38 м/с. Контактные напряжения sН = 510 Н/мм2 . По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.14):

Рис.14 Схема определения уровня масла в редукторе: hм = (0,1…0,5)d1 = 0,25×40 = 10мм; hм min = 2,2m = 4мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны V = 0.65×PII = 0.65×3,65 = 2.37 л.

Контроль уровня масла производится через круглый прозрачный маслоуказатель, для чего в корпусе в зоне верхнего и нижнего уровней смазки делаются отверстия. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку, в которую закручивается пробка-отдушина.

И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

15. Выбор стандартных изделий

Выбор подшипников, манжет и шпонок произведен ранее.

В качестве стяжных винтов выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11738-84 с резьбой М10 и длинами 18мм. Для крепления крышек подшипников выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11738-84 с резьбой М8 и длинами 16мм. Под винты устанавливаем пружинные шайбы по ГОСТ6402-70. М6х10 ГОСТ1491-80 – 4шт. Для крепления маслоуказателя выбираем винты М4х8 ГОСТ1491-80 – 4шт.Для фиксации крышки и основания корпуса выбираем 2 штифта 5х32 ГОСТ3129-70.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

2. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Детали машин, учебник для техникумов. М.: Высшая школа, 1987.

4. Курмаз А.В., Скойбеда А.Т., Детали машин, проектирование, учебное пособие Минск: УП «Технопринт», 2001.