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
Uт
|
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
> NHО
, ZN
=1.
| Шестерня | Колесо | |
17HRC+200=17·47.5+200= =1007.5 МПа ZR
NHE1
+0,53
NHО1
|
17HRC+200=17·47.5+200= =1007.5 МПа ZV
NHE2
=0,75·107
NHО2
|
|
| NHE
< NHО – 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]FО
× YA
× YN,
(2.8)
где [σ]FО
-
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]FО
, определяются по формуле:
[σ]FО
= (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
;
NFЕ
-
эквивалентное число циклов нагружения;
m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –
объемная и поверхностная закалка;
Эквивалентное число циклов нагружения NFЕ
определяются по формуле:
(2.12)
При NFE
>NFO
коэффициент долговечности YN
=1.
| Шестерня | Колесо | |
500-600МПа=550 МПа NFE1
+0,59
NFE1
|
500-600МПа=550 МПа NFE2
=4,55·107
NFE2
|
|
| 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
×KFα
× KFβ
·KFV
×T)/(m2
×Z×b) [σ]F
, (2,27)
где σF
-
рабочее напряжение изгиба, МПа;
KFα
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;
KFβ
-
коэффициент концентрации нагрузки;
KFV
-
коэффициент динамичности нагрузки;
Коэффициент концентрации нагрузки KFβ
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;
KHα
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, КHα
= 1;
KHβ
- коэффициент концентрации нагрузки, KHβ
= 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
+0,53
NHE1
|
NHE2
+0,53
NHE2
|
|
| 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
|
NFE2
|
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
×KFβ
× 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 KFβ
определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям KFβ
по формуле:
KFβ
= 1+ (KHβ
-1)×1.5, (3,31)
где KHβ
=1,2
KFβ
= 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.
Название реферата: Привод цепного конвейера
| Слов: | 4399 |
| Символов: | 45202 |
| Размер: | 88.29 Кб. |
Вам также могут понравиться эти работы:
- Привод цепного конвейера
- Привод цепного транспортера
- Приемы и виды конструктивного моделирования швейных изделий
- Применение автоматизированной системы управления в производстве
- Применение в пищевой промышленности мельницы Д-250
- Применение ингибиторов коррозии для защиты трубопроводов
- Применение компрессоров в промышленности