Привод к цепному конвейеру

Загрузить архив:
Файл: ref-24920.zip (403kb [zip], Скачиваний: 78) скачать

Задание 6 вариант 9 Привод к цепному конвейеру

Цепная передача



Муфта Электродвигатель


Редуктор



Рис. 1 Кинематическая схема привода.

Исходные данные:

Nр.в.= 4,7 кВт

np.в. = 50 об/мин

nс= 1500 об/мин


Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

1

1. Кинематический расчет привода и выборэлектродвигателя.

1.1.    Общий КПД привода:

                                 

где

0,97 - КПД зубчатой 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 2Рассмотрим крайние   варианты:

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

2

uр.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 = 0,88up0,5 = 0,88-12,50,5= 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= 144670=151,4 рад/с

n2=n1/upп=1446/4,0=362об/мин 2=362
n3=n2/uб=362/3,15=115об/мин 3=115
n4 = n2/uт =115/2,30=50 об/мин                 4=50

1.5.Мощности передаваемые валами:

N1= Nтpм =5,57•0,98•0,995=5,43 кВт

N2=N1пк= 5,43•0,97•0,995=5,24 кВт

N3 = N2 пк= 5,24•0,97•0,995=5,06 кВт

N4 = N3цп= 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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

3


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 двухстороннего приложения нагрузок, - коэффициент градиента напряжений,

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

S"F = 1,0- для штамповок.

= 540•1•0,7•1,035/1,75 = 224 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,

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

4

невязка (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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

5

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

Осевая сила:

Fa = Fttgβ = 2215tgl0°08’= 395 Н.

2.7. Расчетное контактное напряжение:

где ZH - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

                Zε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

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

К= 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 = YFYp2000MKKKFv/(bdm),

где YF -коэффициент формы зуба,

Yp - коэффициент наклона зуба,

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

K= 0,91 при 8 ст. точности,

K = 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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

6

по 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.

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

7

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,

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

К= 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=YFYβ2000MKKKFv/(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,

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

8

KFv = 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,

Zэкв4= 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;

-

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

9

диаметр 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+0,5zc2/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.    Конструктивныеразмеры 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-(d1-0,175dД0,5)

Dfl= 244 - (11,1 – 0,175•2440,5)=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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

10

где 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.

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

11

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;

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

d1= (35,9-103/π10)1/3 = 26мм

Ведущий вал редуктора соединяетсяс помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметромdдв= 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.

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

12

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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

13

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


толщина 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=100М10,5=100•35,90,5=599Н

Консольная сила от муфты

FM= l00M10.5 = 100-35,90.5 = 599 Н

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

14

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 = Р1Х- 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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

15

BY = (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


Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

16

Рис. 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


Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

17

Вертикальная 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


Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

18

Рис. 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,

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

19

Му = 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.

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

20

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:

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

21

σсм = 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= 1,12Т20,25 = 1,12•421,70,25 = 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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

22


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 2018.