Проект привода цепного конвейера

КН = КНа КН в КНV - коэффициент нагрузки : КНа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а = 1,15; КН в = 1,046, см. разд.3.3.1, КНV - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; КHV=1.02; КН=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как уН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[уН], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где Кп=2,2, [уН]max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - YF - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи: , YFш =3,92; ,YFк = 3,6.

YE - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.

Yв - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF = КFа К Fв КFV- коэффициент нагрузки: КFа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - КFа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fв -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw = 425 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: dаш = dш + 2mn = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

- диаметр впадин: dѓш = dш - 2,5mn = 170 - 2,5 · 8,0 = 150 мм;

- ширина: bш bк + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: dак = dк + 2mn = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;

- диаметр впадин: dѓк = dк - 2,5mn = 680 - 2,5 · 8,0 = 660 мм;

5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

где i- номер вала, j- номер участка ступенчатого вала, Мi - крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [фк] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d21 = 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d22 =60 мм d23 = 60 мм d24 = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе, где dfш - диаметр впадин шестерни (dfш = 200,7 мм, см. разд.3.3.3.11), dвш - диаметр участка вала под шестерню (dвш = 60 мм, см. разд. 5.2)

-выполняем вместе.

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе где dfш - диаметр впадин шестерни,, dfш =150 мм, dвш - диаметр участка вала под шестерню dвш = d24 =75 мм.

- выполняется отдельно.

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

Схема колеса зубчатого

Рис.6.1.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d31 = 70 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d32 = 75 мм; d33 = 80 мм.

6.4 Определение диаметров выходного вала

Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d41 = 110 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d42 = 115 мм; d43 = 120 мм; d44 = 130 мм. d45 = 140 мм.

Общая ширина зубчатого венца в=220 мм.

Диаметр ступицы dс = 1,6dв = 1,6 · 130 = 208 мм

Длина ступицы lс = (1,2…1,5) dв = 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм

Толщина обода д0 = (2,5…4)mn 4 · 8 = 32 мм

Толщина диска с = (0,2…0,4)b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.

Диаметр отверстий в диске dотв = 0,25[dоб -(dв + 2 дст)],

где , dоб = dfш - 2 д0 = 660 - 2 · 39 = 582 мм.

dотв = 0,25[582 -(130 + 2 ·39)] = 93,5 мм, принимаем dотв = 95 мм.

Диаметр центров отверстий в диске

d0 = 0,5(dв 2 дс + dоб) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

Толщина стенки корпуса редуктора:

д = 0,025aw + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ? 14 мм,

где aw- межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

д1 = 0,02аw + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ? 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S = (1,5…1,75) · д =(1,5…1,75) • 14 = 21…24,5 = 24 мм.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S2 = 2,35 д = 2,35 • 14 = 32,9 ? 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S1 = (1,5…1,75) · д1 =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072aw + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ? 39 мм,

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:

d2 = (0,7…0,75) · d1 =(0,7…0,75) • 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:

d3 = (0,5…0,6) · d1 =(0,5…0,6) • 24 = 12…14,4 = 14мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

m = k + 1,5 д = 60 + 1,5 • 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

с1 = (0,8…1) · д = (0,8…1) ·• 14 = 10,4…14 = 12мм.

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b = 1,2 д = 1,2 · 14 = 16,8 мм.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е1 = (1,0…1,2) • д = (1,0…1,2) • 14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е2 = (0,5…1,0) • д = (0,5…1,0) • 14 = 7,0…14 = 10мм.

Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b0 = (0,5…10)m = (5…10) • 8 = 50…80мм.

Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].

Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2.

Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.

Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].

В качестве материала шпонок используем - Сталь 45, нормализованную [узм] = 140 МПа и [фзр] = 100 МПа, с. 191, [1].

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1

Таблица 81

Параметры и размеры шпоночных соединений

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.

По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо - цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.

Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l1 = 108мм, l2 = 184мм и l3 = 156мм.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8.3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

- вычерчиваем кинематическую схему привода;

- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К1, К2, К3, К4, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила Ftш = 20470 Н, Радиальная сила Frш =7928 Н; Осевая сила Faш =7450 Н.

- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени Ftk = 8651 Н; радиальная сила Frk = 3349 Н; осевая сила Fак = 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l1 = 108 мм, l2 = 184 мм, l3 = 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

- в вертикальной х0у

УМF(D) =0.

.

RDX = RCX -Frш +Frk = 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н

- в горизонтальной zOx

УМF(D) =0

УМF(D) = - Ftш •(l1+l2)+ Ftk •l1+ Rc z (l1 + l2 +l3 ) = 0

RDZ = - Rc z + Ftш + Ftk = - 11256 + 20470 - 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K3: МК3 = RDX · l1 = 2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K4: МК4 = RCX · l3 = 7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K4: МК4 = RDz · l1 = 562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K3:

в m.K4:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К4).

Значение эквивалентного момента в m.K4:

.

- коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

- сталь 40. [у1], у0 - допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Rа 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d32 = 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d32 = 75,0мм, т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений - переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:

у-1 = 043уВ =0,43 · 800 = 344 МПа, уm = 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

ф-1 = 0,58 у-1 = 0,58 · 344 = 199,52 МПа; фm = фа =2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где МЗj - суммарный момент изгиба в m. К4, Нм,

Рис. 11 .1.

Зj - осевой момент в сечении опор j - того участка вала. Для сечения в m. К4, м3.

где d - диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:

где W кj - полярный момент сечения опор j - того участка вала. Для сечения под шпонку, м3.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - Ку = 1,75, при кручении - Кф =1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - Эу = 0,745; при кручении- Эr = 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе - шу =0,02 + 2·10-4 · 800 = 0,18 МПа;

при кручении - шф =0,5шу = 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕу и Ѕф - коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ] -допустимое значение коэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ?2,5…3,0, с.185, [1].

,

,

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники - 70 мм

Реакции в опорах: Rсх = 7262 Н, RDX =2683Н,

RCZ=11256, ROZ=562H

Осевые силы: Fфш = 7450 Н, Fок = 3139Н.

Угловая скорость: щ3 =18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

,

где Rпх = Rnz - радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.

;

.

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d = 70 мм, D = 150 мм, B = 35 мм.

C = 168 кН - динамическая грузоподъемность;

С0 = 137 кН - статическая грузоподъемность;

е = 1,5tga =1,5 tg140 = 0,37.

Результирующая осевая сила:

Fa = Fаш Fак = 7450 -3139= 1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций Sп в подшипниках от радиальных реакций Rrn:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

SC=eRrC=0.37•13395=4956H;

для опоры В:

SD=eRrD=0.37•2741=1014.0H.

Определение осевых реакций Rап подшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему - «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

УF=-SC+Fa+SD=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда

RaD=Fa+SC=4311+4956=9267H

-в т. С

УF=-SD-Fa+SC=-1014-4311+4956=-369H.>0

тогда

RaC=SC=4956H.

10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

Pen=(X•V•Rrn+Y•Ran)•KуKT :

- опора С: РеС=(1•1•13395+0•4956)•1,3•1,0=17413,5Н;

- опора D: PeD=(0.4•1•2741+1.88•9267)•1.3•1.0=24074H.

10.4 Определяем долговечность подшипников

,

где пi- частота вращения i-того вала, об/мин,

.

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода Lh=1•104ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

Мmax=KPMн=1,5•6682=10023Нм,

где KP = 1,5 - коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

Мн - номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм, dв = 105 мм, nmax=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B = 50 мм, D=320 мм, D1=230 мм, D2=140 мм, L=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

dВ=110 мм, d1=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h1= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,

A1=190 мм, шпилька М24х100.

Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.

Проверяем выбранный подшипник по двум критериям:

- условие износа ( долговечность )

,

где F0=Ft=28000 H - окружная сила, см. раздел 1.1.

- условие теплоустойчивости

где - скорость скольжения.

Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют

При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d0 - диаметр делительного круга, м, d0 = mz=4,0•48=192 мм, b - длина зуба зубчатой втулки, м, [q] - допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа, табл. 17.6, [9].

Литература

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. - 3-е изд., перераб. и доп. - Х.: Основа,1991.- 276 с.: схем.

2. Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выс. шк., 1986. - 400 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-208 с.,ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-334 с.,ил.

5. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.

6. Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 - 41 с.

7. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М: Машиностроение, 1979-351

Страницы: 1, 2