Привод к цепному конвейеру

Задание 6 вариант 9 Привод к цепному конвейеру

Цепная передача

1 . Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.

1.1. Общий КПД привода:

где - КПД муфты

⁼ 0,97 - КПД зубчатой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД цепной передачи.

= 0,98-0,97²-0,995³-0,93 = 0,844.

1.2. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

Nтp = Npв/ = 4,7/0,844 = 5,57 кВт

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М4 [1с.27]:

мощность - 5,5 кВт

синхронная частота- 1500 об/мин скольжение - 3,6%

рабочая частота 1500(100 - 3,6)/100 =1446 об/мин, перегрузка (5,5- 5,57)100/5,5 = 1,2% меньше 5%

Рис. 2 Электродвигатель 4А112М4.

1.3. Передаточное число и выбор редуктора

Общее передаточное число привода:

u = nдв/nр.в. =1446/50 = 28,92

Передаточное число цепной передачи лежит в пределах 2 5. Рассмотрим крайние варианты:

u р.п. = 2, тогда для редуктора up = u/up.п = 28,92/2 =14,46

up.п = 5, тогда для редуктора up = u/upп= 28,92/5 = 5,78

Выбираем редуктор Ц2У с передаточным числом 12,5 Разбивка передаточного числа ступени.

Передаточное число тихоходной ступени:

uт = 0,88up^0,5 = 0,88-12,5^0,5= 3,11, принимаем по 2185-66 uт =3,15.

Передаточное число быстроходной передачи:

u6 = up/uт = 12,5/3,15 = 3,96 принимаем по 2185-66 uб = 4,0.

Уточняем передаточное число цепной передачи:

uрп = 28,92/4,0-3,15= 2,30

1.4. Числа оборотов валов и угловые скорости:

nдв = 1446 об/мин 1= 14467 /30=151,4 рад/с

n2=n1/upп=1446/4,0=362об/мин 2=362 /30=37,9рад/с n3=n2/uб=362/3,15=115об/мин 3=115 /30=12,0рад/с n4 = n2/uт =115/2,30=50 об/мин 4=50 /30 = 5,23 рад/с

1.5. Мощности передаваемые валами:

N1= Nтp м пк =5,57•0,98•0,995=5,43 кВт

N2=N1 1зп пк= 5,43•0,97•0,995=5,24 кВт

N3 = N2 зп пк= 5,24•0,97•0,995=5,06 кВт

N4 = N3 цп= 5,06•0,93=4,7 кВт

1.6.Крутящие моменты:

Mj =NTp/coi = 5,43•10³/151,4 = 35,9 Н•м

М2 = 5,24•10³/37,9 = 138,3 Н•м

М3= 5,06•10³/12,0= 421,7 Н•м

М4= 4,7•10³/5,23= 898,7 Н•м

2. Расчет быстроходной ступени редуктора

2.1. Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем сталь 40Х, термообработка улучшение:

• шестерня НВ300,

• колесо НВ280.

2.2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое контактное напряжение:

[ ]н = где

-пределконтактной выносливости,

= 2НВ+70 = 2280+70 = 630 МПа.

Khl=1- коэффициент долговечности, при НВ<550 n>8,3 об/мин, SH=1,1 - коэффициент безопасности при улучшении.

[ ]н = 630•1/1,1 =573 МПА.

Допускаемые напряжения изгиба:

где -коэффициент долговечности [1с.76],

- коэффициент двухстороннего приложения нагрузок, - коэффициент градиента напряжений,

- коэффициент безопасности.

,

где S′F - 1,75 - коэффициент нестабильности,

S"F = 1,0- для штамповок.

= 1,8НВ = 1,8•300 = 540 МПа

= 1,8НВ = 1,8•280 = 504 МПа

= 540•1•0,7•1,035/1,75 = 224 МПа

= 504•1-•0,7•1,035/1,75 = 208 МПа

2.3. Межосевое расстояние

где Ка = 430 - для косозубых передач,

KH =1.05- коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

0,40 - коэффициент ширины колеса.

aw = 430(4,00+1)•[138,3•1,05/(573²•4,0²•0,40)]^1/3 = 84 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 80 мм

2.4. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01÷ 0,02)aw = (0,01÷0,02)•80 = 0,80ч÷1,6 мм Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 1 мм

Число зубьев:

• суммарное zc = 2awcosβ/m = 2•80cos10°/l = 158,

• шестерни z1 = zc/(u+l) = 158/(4,0 +1) = 32, колеса z2 = zc-Z1 =158- 32 =126;

уточняем передаточное отношение: u = z2/z1 =126/32 = 3,94,

н евязка (4,00 - 3,94)100/4,0 = 1,5%

Действительное значение угла наклона:

cosβ = zcm/2aw = 158-1/2•80 = 0,9875→β=10°08

Фактическое межосевое расстояние:

aw = zcm/2cosβ = 158•l/2cos10°08’ = 80 мм. делительные диаметры:

d1 = mz1/cosβ = l•32/cosl0°08' = 32,41 мм,

d2 =126•l/cosl0°08’ = 127,59 мм; диаметры выступов:

da1=d1+2m = 32,41+2•1 =34,41 мм,

da2 = 127,59+2•1 = 129,59 мм; диаметры впадин:

df1 = d1- 2,5m = 32,41 -2,5•1 =29,91 мм,

df2 =127,59-2,5•1 = 125,09 мм;

ширина колеса:

b2 = ψbaaw = 0,400-80 = 40 мм;

ширина шестерни:

b1 =b2+5 = 40+5 = 45 мм; коэффициент ψbd = b1/d1 = 45/32,41 = 1,39.

Рис. 3 Косозубая цилиндрическая передача

2.5. Окружная скорость

V = πdn/6•10⁴ =π•32,41•1446/6•10⁴ = 2,45 м/с. Принимаем 8-ю степень точности.

2.6. Силы действующие.

Окружная сила:

Ft=2M1 /d1=2•35,9•10³/32,41 =2215Н. Радиальная сила

F r = Fttgα/cosβ = 2215tg20°/cosl0°08' = 816 Н.

Осевая сила:

Fa = Fttgβ = 2215tgl0°08’= 395 Н.

7. Расчетное контактное напряжение:

где ZH - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Zε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

КHα⁼ 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

КHβ⁼ 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,

KHv⁼l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

ZH = (2cosβ/sin2α)^0,5 = [2cos10°08’/sin(2•20)]^0,5 =1,83.

Zε = (l/εα)^0,5 = (1/1,73)^0,5= 0,760,

где εα - коэффициент торцевого перекрытия.

εα = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cosβ = (1,88- 3,2(l/32+l/126))cosl0°08’=l,73 σH = (6160•l,83•0,760/80)[138,3(3,94+l)³•l,09•l,12•l,0/(40•3,94²)]^0,5 =

= 590 МПа

Перегрузка: (590-573)100/573=3,0% допустимо 5%

2.8. Проверка передачи по напряжениям изгиба

σF = YFYp2000MKFαKFβKFv/(bdm),

где YF -коэффициент формы зуба,

Yp - коэффициент наклона зуба,

Yβ = 1 - β/140 = 1 - 10°08’/140 = 0,928.

KFα⁼ 0,91 при 8 ст. точности,

KFβ = 1,20 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

KFv = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба:

ZЭKB = Z/cosβ³,

ZЭKBl = Z1/cosβ³= 32/cosl0°08’³ = 33,2 → YF1 = 3,76,

ZЭКВ2 = Z2/cosβ³ =126/cosl0°08’³ = 131→YF1 = 3,60.

Отношение [σ]F/YF:

[σ]F1/YF1 = 224/3,76 = 59,57 [σ]F2/YF2 = 209/3,60 = 57,05

так как отношение [σ]F1/YF1 > [σ]F2/YF2, то дальнейший расчет ведем

п о зубьям колеса.

σF2 = 3,60•0,928•2000•138,3•0,91•1,20•1,1/(45•127,59•1) =193 МПа Условие σF2 < [σ]F2 выполняется

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

3.1. Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени.

3.2. Межосевое расстояние

aw = 430(3,15+1) • [421,7•1,05/(573²•3,15²•0,4)]^1/3 = 124 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 125 мм

3.3. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02)425 = 1,25÷2,5 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 2 мм

Число зубьев:

• суммарное zc = 2awcosβ/m = 2•125cosl0°/2 = 123,

• шестерни z3= zc/(u+l) = 123/(3,15+1) = 30, колеса z4 = zc-z3 = 123- 30 = 93;

уточняем передаточное отношение: u = z4/z3 = 93/30 = 3,10,

невязка (3,15 - 3,10)100/3,15 = 1,58%.

Действительное значение угла наклона:

cosβ = zcm/2aw = 123•2/2•125 = 0,9840 → β =10°15’. Фактическое межосевое расстояние:

aw = zcm/2cosβ = 123•2/2cosl0°15^ = 125 мм. делительные диаметры:

d3 = mz3/cosβ = 2•30/cosl0°15’ = 60,98 мм,

d4 = 93•2/cosl0°15’ == 189,02 мм;

диаметры выступов:

da3 = d3+2m = 60,98+2•2 = 64,98 мм,

da4= 189,02+2•4 =193,02 мм;

диаметры впадин:

df3 = d3- 2,5m = 60,98 - 2,5•2 = 55,98 мм,

df4 = 189,02-2,5•2 = 185,02 мм;

ширина колеса:

b4 = ψbaaw = 0,400•125 = 50 мм;

ширина шестерни:

Ь4 = Ь3+5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент ψbd = b3/d3 = 55/60,98 = 0,90.

3 .4. Окружная скорость

V=πdn/6•10⁴ =π•60,98•362/6•10⁴ =1.16м/с.

Принемаем 8-ступень точности.

3.5. Силы действующие.

Окружная сила:

Р2 = 2M2/d3 = 2•138,3•10³/60,98 = 4536 Н.

Радиальная сила

Fr2 = P2tgα/cosβ = 4536tg20°/cosl0°15^’ = 1678 Н.

Осевая сила:

Fa2 = P2tgβ = 4536tgl0°15’ = 820 Н.

3.6. Расчетное контактное напряжение:

где ZH - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Zε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

КHα⁼ 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

КHβ⁼ 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,

KHv⁼l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

ZH = (2cosβ/sin2α)^0,5 = [2cos10°15’/sin(2•20)]^0,5 =1,75.

Zε = (l/εα)^0,5 = (1/1,71)^0,5= 0,765,

где εα - коэффициент торцевого перекрытия.

εα = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cosβ = (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl0°15’=l,71 σH = (6160•l,75•0,765/125)[421.7(3,10+l)³•l,09•l,11•l,0/(50•3,10²)]^0,5 =

= 564 МПа

Недогрузка: (573-564)100/573=1.5% допустимо 15%

3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба

σF =YFYβ2000MKFαKFβKFv/(bdm),

где YF -коэффициент формы зуба,

Yβ - коэффициент наклона зуба,

Yβ = 1 - β/140 = 1 - 10°15’/140 = 0,927.

KFa = 0,91 при 8 ст. точности,

KFp = 1,08 - коэффициент неравномерности распределения на­грузки по ширине колеса,

K Fv = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба:

Z3KB = Z/cosβ³,

Zэкв3= Z13/cosβ³ = 30/coslO°15’³ = 31,5 → YF1 = 3,79,

Z экв4= Z24/cosβ³ =93/cosl0°15’³ = 97,6→YF1 = 3,60

Отношение [σ]F/YF:

[σ]F3/YF3 = 224/3,79 = 59,10

[σ]F4/YF4 = 209/3,60 = 58,05

так как отношение [σ]F3/YF3 > [σ]F4/YF4, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса.

σF4 = 3,60•0,927•2000•421,7•0,91•1,08•1,3/(50•189,02•2) = 190 МПа

Условие σF4 < [σ]F4 выполняется

4. Расчет цепной передачи

4.1. Выбор цепи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.

4.2. Коэффициент эксплуатации

Кэ = КдКсК0КрегКр,

где Кд = 1 - коэффициент динамической нагрузки, Кс= 1,5 — смазка периодическая,

К0 = 1,0 - положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25- нерегулируемая передача,

Кр = 1 - работа в одну смену.

Кэ= 1,5-1,25 = 1,88.

4.3. Шаг цепи

где [р] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

z1 - число зубьев малой звездочки,

Zl = 29-2u = 29-2•2,30 = 24. Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 24•2,30 = 55.

р = 2,8(421,7•10³•1,88/24•30)^1/3 = 28,9 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:

• разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;

• масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

• д иаметр валика d1= 11,1 мм;

• ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [р] = 32,4 МПа [1с.91].

4.4. Межосевое расстояние

ар = 0,25 {Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)² - 8Δ²]^0,5}

где Lp - число звеньев цепи,

zc - суммарное число зубьев,

zc=z1+z2 = 24+55 = 79,

Δ = (z2 – z1)/2 π= (55 - 24)/2 π = 4,93.

Lp = 2ap+0,5zc+Δ²/ap = 2•40+0,5•79+4,93²/40 = 120,1

где ар = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 120

ар = 0,25{120 - 0,5•79+[(120 - 0,5•79)² - 8•4,93²]⁰'⁵} = 40

а = арр = 40•31,75 = 1272 мм.

4.5. Конструктивные размеры звездочек

Делительные диаметры

dД = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 31,75/[sin(l80/24)] = 244 мм,

ведомая звездочка:

dд2= 3 l,75/[sin(l80/55)] = 556 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz-0,31/λ)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба

λ - геометрическая характеристика зацепления,

Kz — коэффициент числа зубьев

λ = p/d1= 31,75/11,1 =2,86,

Kz1= ctg180/z1 = ctgl80/24 = 7,60,

Kz2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49,

De1 = 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 260 мм,

De2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм.

Диаметрывпадин:

Df1=dД-(d1-0,175dД^0,5)

Dfl= 244 - (11,1 – 0,175•244^0,5)=236 мм

Df2= 556 -(11,1- 0,175•556⁰'⁵) = 552 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 - 0,15 = 0,93•19,05 - 0,15 = 17,57 мм

Толщина диска:

С=b+2r4 = 17,57+2•1,6 = 20,77 мм

г де r4= 1,6 мм при шаге < 35 мм

Ь

Рис. 4 Звездочка.

4.6. Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15•10³/р = 15•10³/31,75 = 472 об/мин

Условие n =115 < [n] = 472 об/мин выполняется.

4.7. Число ударов цепи

U = 4z1n2/60Lp = 4•24•115/60•120 = 1,53

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

4.8 Фактическая скорость цепи

v=z1pn2/60•10³=24•31.75•115/60•10³ =1.46м/с

Окружная сила:

Ft = N2/v = 5,06•10³/1,46 = 3466 Н

4.9. Давление в шарнирах цепи

p = FtKэ/A,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

A = d1b3= 11,1•19,05 = 211 мм³.

р = 3466•1,88/211= 30,9 МПа. Условие р < [р] = 32.4 МПа гыполняется.

4.10. Коэффициент запаса прочности

s = Q/(kДFt+Fv+Fo)

где Fv — центробежная сила

Fo- натяжение от провисания цепи.

Fv=qv²=3.8•1.46²=8H

Fo = 9,Skfqa = 9,8•6•3,8•1,272 = 284 Н

где kf= 6 — для гори:- итгальнои передачи.

s = 89000/(1•3466+8+284)= 23,7 < [s] = 7,7 [1с.94].

4.11. Сила давления на вал

FB = kBFt+2F=1.15•3466+2•284=4554 Н.

где kB = 1,15 -коэффициент нагрузки вала.

5. Ориентировочный расчет валов

5.1. Быстроходный вала

Диаметр вала

где Т – передаваемый момент;

[τк] = 10÷20 МПа- допускаемое напряжение на кручение [1с.107]

d1= (35,9-10³/π10)^1/3 = 26мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм,

d1 = (0,8÷1,2)dДВ = (0,8÷1,2)32 = 26÷38 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;

длина выходного конца:

l1= (l,04÷l,5)d1 = (1,0÷1,5)28 = 28÷42 мм,

принимаем l1 = 30 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 28+2•2,5 = 33,0 мм,

где t = 2,5 мм — высота буртика;

принимаем d2 = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

12≈l,5d2 =1,5•30 = 45 мм. Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 30 мм. Вал выполнен заодно с шестерней.

Рис. 5 Вол быстроходный.

5 .2. Промежуточный вал

d3 = (138,3•10³/π15)^1/3 = 36

принимаем диаметр вала под подшипником d4⁼ 40 мм,

Диаметр вала под колесом:

d2 = d1+3,2r = 40+3,2•2,5 = 48,0 мм

r= 2,5 мм - высотп буртика [1 с. 109],

принимаем диаметр вала пол колесом d3=50 мм,

5.3 Конструктивные размеры колеса быстроходной ступени

диаметр ступицы dCT = l,55d = 1,55•50 = 78 мм

длина ступицы 1СТ = (1,0÷l, 5)d = (1,0÷1,5)50 = 50...75 мм

принимаем 1СТ = 70 мм

5.4. Тихоходный вал

Диаметр вала

d1 = (421,7•10³/π20)^1/3 = 48 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 =50мм;

длина выходного конца:

l1 = (l,0÷l,5)d1= (1,0÷1,5)50 = 50÷75 мм, принимаем l1= 70 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 50+2•2,8 = 55.6 мм

t = 2,8 мм - высота буртика [1с.109],

принимаем диаметр вала под уплотнением d2=55 мм, длина вала под уплотнением

l2=l,25d2=1,25•55=69мм.

Диаметр вала под подшипником: d4=d2=55мм

Диаметр вала под колесом:

d2 = d1+3,2r = 55+3,2•2,5 = 63,0 мм

r = 2,5 мм - высота буртика [1с. 109],

принимаем диаметр вала под колесом d3 = 63 мм,

5.5. Конструктивные размеры колеса тихоходной ступени

диаметр ступицы dCT = l,55d = 1,55•63 = 98 мм

длина ступицы 1СТ = (l,0÷l,5)d = (1,0÷1,5)63 = 63...95 мм принимаем 1СТ = 70 мм

толщина обода S = 2,2m+0,05b2 = 2,2•2+0,05•50=6мм

т олщина диска С > 0,25b = 0,25•50 = 12 мм,

Рис. 7 Вал тихоходный

6. Подбор и проверка подшипников

6.1. Выбор подшипников.

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой се­рии №206 для быстроходного, №208 для промежуточного и средней серии №311 - для тихоходного вала.

Таблица 1. Размеры и характеристика выбранных подшипников

№	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	С0, кН
206	30	62	16	19,5	14,6
208	40	80	18	32,0	17,8
311	55	120	29	71,5	41,5

6.2. Схема нагружения быстроходного вала.

Консольная сила от муфты

Fм=100М1^0,5=100•35,9^0,5=599Н

Консольная сила от муфты

FM = l00M1^0.5 = 100-35,9^0.5 = 599 Н

Рис. 8 Расчетная схема быстроходноговала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

ΣmА = 40Р1 - 180Вх + 80FM = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

Вх = (2215•40 +599•80]/180 =758 Н Реакция опоры А в плоскости XOZ

АХ = Р1-ВХ- FM = 2215-758-599 = 858 Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ

МХ1 = 758•140 = 106,1 Н•м; МХ2 = 599•80 = 47,9 Н•м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор от­носительно опоры А

ΣmA = 40Frl+ Fa1d1/2 - 180BY = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ

B Y = (816•40+ 395-•32,41/2)/180 = 216 Н Реакция опоры А в плоскости YOZ

AY=Frl -BY= 816-216 = 600 Н Изгибающие моменты в плоскости YOZ

Myi= 600•40 = 24,0 Н•м

MY2 = 216•140 =30,2 Н•м

Суммарные реакции опор

А = (Ах² + AY²)^0.5 = (858² + 600²)^0.5 =1047 Н

В= (Вх² + BY²)^0.5= (758² + 216²)^0.5 = 788 Н

6.3. Эквивалентная нагрузка

Р = (XVFr + YFa)K6KT

где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осе­вой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; Fr = В - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки; Fa - осевая нагрузка;

Кб= 1,1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умерен­ными толчками [1с 108];

Кт= 1 -температурный коэффициент.

Отношение Fa/C0 = 395/14,6•10³ = 0,027→е = 0,22

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А

Отношение Fa/A= 395/1047=0,38 > е : следовательно Х= 0,56; Y = 2,00

Р = (0,56-1-1047+2,00-395)1,1-1 =1514 Н

6.4. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника:

Стр = Р(573ωL/10⁶)^1/3=

= 1514(573•151,4•12000/10⁶)^1/3 = 15,3 кН< С = 19,5 кН Условие Стр < С выполняется.

6.5. Схема нагружения промежуточного вала

Р ис. 9 Схема нагружения промежуточного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор отно­сительно опоры С

Σmc = 40P1 + 125Р2 - 180Dx = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

Dx = (2215•40 + 4536•125]/180 =3642Н

Реакция опоры С в плоскости XOZ

Cx=P1 +P2-DX= 2215+4536 -3642 = 3109Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ

МХ1 = 3109•40 = 124,3 Н•м МХ2 = 3642•55= 200,3 Н•м

В ертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

Σmc = 40Frl+Fald2/2 - 125Fr2+Fa2d3/2 + 180DY = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ

DY = (1678•125 -816•40- 395•127,59/2- 820•60,98/2)/180 = 705 Н Реакция опоры С в плоскости YOZ

CY=Fr2-Frl-DY= 1678-816-705= 157H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

My1 = 157•40 = 6,3 Н•м

MY = 705•55 =38,8 Н•м

MY = 705•140-1678•85+ 820•60,98/2 =18,9 Н-м Суммарные реакции опор

С=(3109²+ 157²)^0.5 = 3113Н

D = (3642² + 705²)^0.5 = 3710 Н

6.6. Эквивалентная нагрузка

Суммарная осевая нагрузка Fa = 820 - 395 = 425 Н

Отношение FA/C0 = 425/17,8•10³ = 0,240 → е = 0,22 [1с,117] Проверяем наиболее нагруженный подшипник D

Отношение Fa/C = 425/3710 = 0,11 < е, следовательно Х=1,0, Y= 0

Р = (1,0-1,0-3710+0-425)1,1-1,0 = 4081 Н.

6.7. Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = 4081(573•37,9•12000/10⁶)^0.333 = 26,1 кН < С= 32,0 кН Условие Стр < С выполняется.

6.8. Расчетная схема нагружения тихоходного вала

Р ис. 10 Расченая схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

ΣmE=125P2-180Fx = 0,

Fx = 4536•125/180 = 3150 Н,

Ех = P2-FX = 4536-3150 =1386Н,

Мх= 1386•125 = 173,3 Н•м. Вертикальная плоскость:

ΣmE = 125Fr2 + 180Fy - 280FB - Fa2d4/2 = 0,

Fy = (280•4554 - 1678•125+ 820•189,02/2)/180 = 6349 H,

Ey = Fr2 + Fy - FB = 1678+6349-4554 = 3473 H,

М у = 3473•125 = 434,2 Н•м,

My2 = 4554•100 = 455,4 Н•м,

Му2 = 4554•155 - 6349•55 = 356,7 Н•м,

Суммарные реакции опор:

Е = (1386² +3473²)^1/2 = 3739 Н,

F = (3150² + 6349²)^1/2 = 7087 Н.

6.9. Эквивалентная нагрузка

Отношение Fa/C0> = 820/41,5•10³ = 0,020 →е = 0,21

Проверяем наиболее нагруженный подшипник F

Отношение Fa/F= 820/7087=0,12 < е : следовательно Х= 1,0; Y = 0 Р = (1,00-1-7087+0,00-820)1,1-1 =7796 Н

6.10. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника:

Cтp = P(573ωL/10⁶)^1/3=

= 7796(573•12,0•12000/10⁶)^1/3 = 33,9 кН < С = 71,5 кН Условие Стр < С выполняется.

7. Расчет валов на сложное сопротивление

7.1. Быстроходный вал.

Опасное сечение проходит через опору А. Суммарный изгибающий момент в этом сечении:

Миз = Мх = 47,9 Н•м. Приведенный момент:

Мпр = (Миз² + Т1²)^0,5 = (47,9² +35,9²)^0,5 = 59,9 Н•м. Диаметр вала в опасном сечении:

где [σ]-1= 50 МПа - допускаемое напряжение.

d = (59,9•10³/0,1•50)^1/3 = 24 мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 30 мм, следова­тельно, нормальная работа вала обеспечена.

7.2. Промежуточный вал

Опасное сечение проходит под колесом быстроходной передачи.

Миз = (124,3²+(6,3+18,9)²)^0,5 = 126,8 Н•м. Приведенный момент:

Мпр = (Миз² + М2²)^0,5 = (126,8² +138,3²)^0,5 = 188 Н•м. Диаметр вала в опасном сечении:

d = (188•10³/0,1•50)^1/3 = 34мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 50 мм, сле­довательно, нормальная работа вала обеспечена.

7 .3. Тихоходный вал.

Опасное сечение проходит через опору F. Суммарный изгибающий момент в этом сечении:

Миз = Мх = 455,4 Н•м. Приведенный момент:

Мпр = (Миз² + T1²)^0.5 = (455,4² + 421,7²)^0.5= 621 Н•м. Диаметр вала в опасном сечении:

d = (621•10³/0,l•50)^1/3 = 50мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 55 мм, следова­тельно, нормальная работа вала обеспечена.

8. Выбор и проверка шпоночных соединений

8.1. Выбор шпонок

Для соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Рис.11 Шпоночное соединение

Напряжение смятия и условие прочности

где h-высота шпонки; t1-глубина паза;

l-длина шпонки; b-ширина шпонки.

8.2. Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала 8×7×40 мм:

σсм = 2•35,9•10³/28(7-4,0)(40-8) = 27 МПа.

8.3. Промежуточный вал Шпонка под колесом 14×9×63 мм:

σсм = 2•138,3•10³/50(9-5,5)(63-14)=32 МПа.

8.4. Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18×11×70 мм:

σ см = 2•421,7•10³/63(11-7,0)(70-18) = 64 МПа.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала 14×9×63 мм:

σсм = 2•421,7•10³/50(9-5,5)(63-14) = 98 МПа.

9. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны:

V = (0,54÷0,8)N = (0,5÷0,8)5,57≈3 л.

При окружной скорости v = 2,45 м/с рекомендуемый сорт масла - ин­дустриальное И-Г-А-46 [1с241].

Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатым колесом.

10. Конструктивные элементы корпуса

10.1. Толщина стенки корпуса и крышки корпуса:

δδ= 1,12Т2^0,25 = 1,12•421,7^0,25 = 5,1 мм, принимаем δ= 8 мм.

10.2. Толщина нижнего пояса:

р = 2,35δ = 2,35•8 = 20 мм.

10.3. Фундаментные болты

При межосевом расстоянии 125 мм диаметр фундаментных болтов М20, диаметр болтов у подшипников Ml6 [1с. 219].

10. Расчет и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на веду­щий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [Т] = 63 Н•м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой на быстроход­ном валу:

Tp = kT1 = 1,5•35,9 = 54 Н•м, где k = 1,5 - коэффициент эксплуатации. Условие Тр < [Т] выполняется.

11. Конструирование сварной рамы

Проектируем раму, сваренную из элементов проката.

Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет представлять основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.

Опорные поверхности - пластинки, на которые устанавливают редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высо­той 5-6 мм.

Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности на ко­

торые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами Ml2 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора болтами Ml 6.

Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки муф­ты с целью их ограждения.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фунда­ментными болтами М24.

12. Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. М,: Высш. м, 1991.

2. Анурьев В.И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. М.: Машиностроение, 1979.

3. Киселев Б.Р., Курсовое проектирование по механике: Учебное по­ собие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2003.

4. Киселев Б.Р., Проектирование приводов машин химического произ­ водства: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2001.

Формат	Зона	Поз.	Обозначение				Наименование			Кол.	Приме чание
							Сборочные единицы
		1					Электродвигатель 4А112М4			1
							ГОСТ 19523-81
		2					Муфта МУВП ГОСТ21424-75			1
		3					Редуктор			1
		4					Рама сварная			1
							Детали
		5					Звездочка			1
		6					Кожух			1
							Стандартные изделия
		7					Болт М8х20 ГОСТ 7798-70			1
		8					Болт Ml0x40 ГОСТ 7798-70			4
		9					Болт Ml6x60 ГОСТ 7798-70			4
		10					Болт М20х60 ГОСТ 7798-70			4
		11					Гайка М10 ГОСТ 5927-73			4
		12					Гайка М16 ГОСТ 5927-73			4
		13					Гайка М20 ГОСТ 5927-73			4
Язм	Лист	№ докум.		Подп.	Дата
Разраб.								Лит		Лист		Листов
Пров.												1
Л. Контр.
Утв.

Формат	Зона	Поз.		Обозначение				Наименование	Кол.	Приме чание
		14						Шайба 8 ГОСТ 6402-70	1
		15						Шайба 10 ГОСТ 6402-70	4
		16						Шайба 16 ГОСТ 6402-70	4
		17						Шайба 20 ГОСТ 6402-70	4
		18						Шайба 7019-0641	1
								ГОСТ 14734-69
		19						Болт фундаментный М24	4
		20						Гайка М24 ГОСТ 5915-70	4
		21						Шайба 24 ГОСТ 10906-66	4
											Лист
											2
Изм	Лист		№ докум.		Подп.	Дата

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации.

ГОУВПО «Ивановский Государственный Химико-Технологический Университет».

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по механике

Выполнил Бабанов А.С.

(фак. ЗО и ДПО, 3 курс ПСО

спец ТЭП)

Принял: профессор, д.т.н.

Мельников В.Г.

Иваново 2007.