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:

N_р.в.= 4,7 кВт

n_p.в. = 50 об/мин

n_с= 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:

N_тp = N_pв/= 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 = n_дв/n_р._в. =1446/50 = 28,92

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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

2

u_р.п. = 2, тогда для редуктора u_p = u/u_p.п = 28,92/2 =14,46

u_p.п = 5, тогда для редуктора u_p = u/u_pп= 28,92/5 = 5,78

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

Передаточное число тихоходной ступени:

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

Передаточное число быстроходной передачи:

u₆ = u_p/u_т = 12,5/3,15 = 3,96 принимаем по 2185-66 u_б = 4,0.

Уточняем передаточное число цепной передачи:

u_рп = 28,92/4,0-3,15= 2,30

1.4.    Числа оборотов валов и угловые скорости:

n_дв = 1446 об/мин                                   ₁= 144670=151,4 рад/с

n₂=n₁/u_pп=1446/4,0=362об/мин ₂=362
n₃=n₂/u_б=362/3,15=115об/мин ₃=115
n₄ = n₂/u_т =115/2,30=50 об/мин                 ₄=50

1.5.Мощности передаваемые валами:

N₁= N_тpм =5,57•0,98•0,995=5,43 кВт

N₂=N_1пк= 5,43•0,97•0,995=5,24 кВт

N₃ = N_{2 пк}= 5,24•0,97•0,995=5,06 кВт

N₄ = N_3цп= 5,06•0,93=4,7 кВт

1.6.Крутящие моменты:

Mj =N_Tp/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

K_hl=1- коэффициент долговечности, при НВ<550 n>8,3 об/мин, S_H=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 К_а = 430 - для косозубых передач,

                  K_H=1.05- коэффициент неравномерности распределения                               нагрузки,

0,40 - коэффициент ширины колеса.

a_w= 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]   a_w = 80 мм

2.4.    Геометрические параметры

Модуль зацепления

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

Число зубьев:

- суммарное z_c = 2a_wcosβ/m = 2•80cos10°/l = 158,

- шестерни z₁ = z_c/(u+l) = 158/(4,0 +1) = 32,
колеса   z₂ = z_c-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 = z_cm/2a_w = 158-1/2•80 = 0,9875→β=10°08

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = z_cm/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:

d_a1=d₁+2m = 32,41+2•1 =34,41 мм,

d_a2 = 127,59+2•1 = 129,59 мм; диаметры впадин:

d_f1 = d₁- 2,5m = 32,41 -2,5•1 =29,91 мм,

d_f2 =127,59-2,5•1 = 125,09 мм;

ширина колеса:

b₂ = ψ_baa_w = 0,400-80 = 40 мм;

ширина шестерни:

b₁ =b₂+5 = 40+5 = 45 мм; коэффициент   ψ_bd = 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:

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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

5

F_r = F_ttgα/cosβ = 2215tg20°/cosl0°08' = 816 Н.

Осевая сила:

F_a = F_ttgβ = 2215tgl0°08’= 395 Н.

2.7. Расчетное контактное напряжение:

где Z_H - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

                Z_ε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

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

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

K_Hv⁼l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

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

Z_ε = (l/ε_α)^0,5 = (1/1,73)^0,5= 0,760,

где ε_α - коэффициент торцевого перекрытия.

ε_α = (1,88 - 3,2(l/z₁+l/z₂))cosβ = (1,88- 3,2(l/32+l/126))cosl0°08’=l,73 σ_H = (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

σ_F = Y_FY_p2000MK_FαK_FβK_Fv/(bdm),

где Y_F -коэффициент формы зуба,

Yp - коэффициент наклона зуба,

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

K_Fα⁼ 0,91 при 8 ст. точности,

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

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

Z_ЭKB = Z/cosβ³,

Z_ЭKBl = Z₁/cosβ³= 32/cosl0°08’³ = 33,2 → Y_F1 = 3,76,

Z_ЭКВ2 = Z₂/cosβ³ =126/cosl0°08’³ = 131→Y_F1 = 3,60.

Отношение [σ]_F/Y_F:

[σ]_F1/Y_F1 = 224/3,76 = 59,57 [σ]_F2/Y_F2 = 209/3,60 = 57,05

так как отношение [σ]_F1/Y_F1 > [σ]_F2/Y_F2, то дальнейший расчет ведем

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

6

по зубьям колеса.

σ_F2 = 3,60•0,928•2000•138,3•0,91•1,20•1,1/(45•127,59•1) =193 МПа Условие σ_F2 < [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

a_w= 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]   a_w = 125 мм

3.3.    Геометрические параметры

Модуль зацепления

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

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

Число зубьев:

- суммарное z_c = 2a_wcosβ/m = 2•125cosl0°/2 = 123,

- шестерни z₃= z_c/(u+l) = 123/(3,15+1) = 30,
колеса   z₄ = z_c-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 = z_cm/2a_w = 123•2/2•125 = 0,9840 → β =10°15’. Фактическое межосевое расстояние:

a_w = z_cm/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:

d_a3 = d₃+2m= 60,98+2•2 = 64,98 мм,

d_a4= 189,02+2•4 =193,02 мм;

диаметры впадин:

d_f3 = d₃- 2,5m= 60,98 - 2,5•2 = 55,98 мм,

d_f4 = 189,02-2,5•2 = 185,02 мм;

ширина колеса:

b₄ = ψ_baa_w = 0,400•125 = 50 мм;

ширина шестерни:

Ь₄ = Ь₃+5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент   ψ_bd = 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

F_r2 = P₂tgα/cosβ = 4536tg20°/cosl0°15^’ = 1678 Н.

Осевая сила:

F_a2 = P₂tgβ = 4536tgl0°15’ = 820 Н.

3.6.    Расчетное контактное напряжение:

где Z_H - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

                 Z_ε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

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

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

K_Hv⁼l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

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

Z_ε = (l/ε_α)^0,5 = (1/1,71)^0,5= 0,765,

где ε_α - коэффициент торцевого перекрытия.

ε_α = (1,88 - 3,2(l/z₁+l/z₂))cosβ = (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl0°15’=l,71 σ_H = (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

σ_F=Y_FY_β2000MK_FαK_FβK_Fv/(bdm),

где Y_F -коэффициент формы зуба,

Y_β - коэффициент наклона зуба,

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

K_Fa = 0,91 при 8 ст. точности,

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

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

8

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

Z_3KB = Z/cosβ³,

Z_экв3= Z₁₃/cosβ³ = 30/coslO°15’³ = 31,5 → Y_F1 = 3,79,

Z_экв4= Z₂₄/cosβ³ =93/cosl0°15’³ = 97,6→Y_F1 = 3,60

Отношение [σ]_F/Y_F:

[σ]_F3/Y_F3 = 224/3,79 = 59,10

[σ]_F4/Y_F4 = 209/3,60 = 58,05

так как отношение [σ]_F3/Y_F3 > [σ]_F4/Y_F4, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса.

σ_F4 = 3,60•0,927•2000•421,7•0,91•1,08•1,3/(50•189,02•2) = 190 МПа

Условие σ_F4 < [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

К_э = КдКсК₀КрегКр,

где К_д = 1 - коэффициент динамической нагрузки, К_с= 1,5 — смазка периодическая,

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

К_р = 1 - работа в одну смену.

К_э= 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

а_р = 0,25 {L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² - 8Δ²]^0,5}

где L_p - число звеньев цепи,

z_c - суммарное число зубьев,

z_c=z₁+z₂ = 24+55 = 79,

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

L_p = 2a_p+0,5z_c+Δ²/a_p= 2•40+0,5•79+4,93²/40 = 120,1

где а_р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем L_p = 120

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

а = а_рр = 40•31,75 = 1272 мм.

4.5.    Конструктивныеразмеры звездочек

Делительные диаметры

d_Д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 31,75/[sin(l80/24)] = 244 мм,

ведомая звездочка:

d_д2= 3 l,75/[sin(l80/55)] = 556 мм.

Диаметры выступов

D_e = p(K+K_z-0,31/λ)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба

λ - геометрическая характеристика зацепления,

K_z — коэффициент числа зубьев

λ = p/d₁= 31,75/11,1 =2,86,

K_z1= ctg180/z1 = ctgl80/24 = 7,60,

K_z2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49,

D_e1 = 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 260 мм,

D_e2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм.

Диаметрывпадин:

D_f1=d_Д-(d₁-0,175d_Д^0,5)

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

D_f2= 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 = 4z₁n₂/60L_p= 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:   

F_t = N₂/v= 5,06•10³/1,46 = 3466 Н

4.9.     Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/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/(k_ДF_t+F_v+Fo)

где F_v — центробежная сила

F_o- натяжение от провисания цепи.

F_v=qv²=3.8•1.46²=8H

F_o = 9,Sk_fqa= 9,8•6•3,8•1,272 = 284 Н

где k_f= 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

F_B = k_BF_t+2F=1.15•3466+2•284=4554 Н.

где k_B = 1,15 -коэффициент нагрузки вала.

5.   Ориентировочный расчет валов

5.1.   Быстроходный вала

Диаметр вала

где Т – передаваемый момент;

[τ_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 диаметромd_дв= 32 мм,

d₁ = (0,8÷1,2)d_ДВ = (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 d_CT = l,55d = 1,55•50 = 78 мм

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

принимаем 1_СТ = 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 d_CT = l,55d = 1,55•63 = 98 мм

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

F_м=100М₁^0,5=100•35,9^0,5=599Н

Консольная сила от муфты

F_M= l00M₁^0.5 = 100-35,9^0.5 = 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

Σm_А = 40Р₁ - 180В_х + 80F_M = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

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

А_Х = Р₁-В_Х- F_M = 2215-758-599 = 858 Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ

М_Х1 = 758•140 = 106,1 Н•м; М_Х2 = 599•80 = 47,9 Н•м

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

Σm_A = 40F_rl+ F_a1d₁/2 - 180B_Y = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

15

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

A_Y=F_rl -B_Y= 816-216 = 600 Н Изгибающие моменты в плоскости YOZ

Myi= 600•40 = 24,0 Н•м

M_Y2 = 216•140 =30,2 Н•м

Суммарные реакции опор

А = (А_х² + A_Y²)^0.5 = (858² + 600²)^0.5 =1047 Н

В= (В_х² + B_Y²)^0.5= (758² + 216²)^0.5 = 788 Н

6.3.Эквивалентная нагрузка

Р = (XVF_r + YF_a)K₆K_T

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

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

Y- коэффициент осевой нагрузки;
F_a - осевая нагрузка;

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

К_т= 1 -температурный коэффициент.

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

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А

Отношение F_a/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:

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/3=

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

Σm_c = 40P₁ + 125Р₂ - 180D_x = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_x = (2215•40 + 4536•125]/180 =3642Н

Реакция опоры С в плоскости XOZ

C_x=P₁ +P₂-D_X= 2215+4536 -3642 = 3109Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ

М_Х1 = 3109•40 = 124,3 Н•м М_Х2 = 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

Σm_c = 40F_rl+F_ald₂/2 - 125F_r2+F_a2d₃/2 + 180D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ

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

C_Y=F_r2-F_rl-D_Y= 1678-816-705= 157H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_y1 = 157•40 = 6,3 Н•м

M_Y = 705•55 =38,8 Н•м

M_Y = 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 F_a = 820 - 395 = 425 Н

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

Отношение F_a/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

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

Σm_E=125P₂-180F_x = 0,

F_x = 4536•125/180 = 3150 Н,

Е_х = P₂-F_X = 4536-3150 =1386Н,

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

Σm_E = 125F_r2 + 180F_y - 280F_B - F_a2d₄/2 = 0,

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

Ey = F_r2 + F_y - F_B = 1678+6349-4554 = 3473 H,

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ПЗ

19

М_у = 3473•125 = 434,2 Н•м,

M_y2 = 4554•100 = 455,4 Н•м,

М_у2 = 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 F_a/C₀> = 820/41,5•10³ = 0,020 →е = 0,21

Проверяем наиболее нагруженный подшипник F

Отношение F_a/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:

C_тp = P(573ωL/10⁶)^1/3=

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

7. Расчет валов на сложное сопротивление

7.1.    Быстроходный вал.

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

М_из = М_х = 47,9 Н•м. Приведенный момент:

М_пр = (М_из² + 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.

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

М_пр = (М_из² + 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:

М_из = М_х = 455,4 Н•м. Приведенный момент:

М_пр = (М_из² + 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:

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

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

σ_см = 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

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

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

σ_см = 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:

T_p = kT₁ = 1,5•35,9 = 54 Н•м, где k = 1,5 - коэффициент эксплуатации. Условие Т_р < [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.