Редуктор с вертикальным расположением валов РПЗ Механика МЭИ. Рыжков_РПЗ. Привод к цепной решетке котла
![]()
|
1 2 М ![]() Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» ФГБОУ ВО «НИУ «МЭИ» Кафедра инновационных технологий наукоемких отраслей ![]() РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по дисциплине «МЕХАНИКА» по теме: «Привод к цепной решетке котла» Выполнил: студент группы ТФ-11-19 Рыжков М.В. Проверил: Королев В.С. «___» _________________ 20___ г Москва 2022 Содержание ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 3 4 11.Крышки подшипников. 23 12.Расчет шпоночных соединений 25 Соединение тихоходного вала с колесом 25 Шпоночное соединение на выходном конце тихоходного вала 25 Шпоночное соединение на выходном конце быстроходного вала 26 13.Расчет муфты 27 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 28 Список использованных источников 29 ![]() ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ![]() ![]() 1. Входные данные Мощность на цепи конвейера Pк = 4.9 кВт; Частота вращения ведущей звёздочки nк = 310 об/мин; Срок службы привода: h=11300 час. 1.1. Расчет диапазона мощности электродвигателя. Для редуктора КПД лежит в пределах [0.97-0.99]. Возьмем КПД зубчатой конической передачи [0.94-0.95]. КПД для редуктора ![]() ![]() ![]() ![]() Диапазон КПД: ![]() Диапазон мощности электродвигателя: ![]() 1.2. Расчет частоты вращения электродвигателя Для цилиндрического редуктора передаточное число лежит в пределах [1-4]. Для зубчатой конической передачи передаточное число лежит в пределах [2-4]. Определение диапазона частоты вращения электродвигателя: ![]() ![]() 1.3. Определение двигателя. Так как мощность и частота вращения вала электродвигателя не могут быть меньше рассчитанных, то выберем самый близкий по параметрам электродвигатель из таблицы. Электродвигатель с максимально подходящими характеристиками оказался, двигатель с маркировкой 132М8/720. 1.4. Расчет общего передаточного числа для выбранного электродвигателя. ![]() Из ряда предпочтительных чисел: ![]() Выбираем передаточное число: ![]() ![]() ![]() Примем ![]() ![]() ![]() 1.5. Определение значения мощности и частоты вращения на валах: Значение мощности и частоты на валу 1: ![]() ![]() Значение мощности и частоты на валу 2: ![]() ![]() Значение мощности и частоты на валу 3: ![]() ![]() 1.6. Определим моменты на валах. Определим момент на валу 1: ![]() Определим момент на валу 2: ![]() Определим момент на валу 3: ![]() 2.Проектировочный и проверочный расчет механической передачи 2.1Выбор материала Шестерни косозубые. Выберем материал Сталь 40 (HB ![]() ![]() ![]() базовые числа циклов нагружения ![]() Чтобы рассчитать допускаемые напряжения на шестерню и колесо воспользуемся следующей формулой: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Если эквивалентное число циклов нагружения больше, чем базовое, то коэффициент долговечности принимается равным единице. Тогда ![]() ![]() Для всей передачи в целом ![]() Определим ориентировочное значение межосевого расстояния ![]() ![]() Знак «+» относится к внешнему зацеплению, а знак «-» к внутреннему. У нас внешнее, поэтому будем использовать плюс. Коэффициент ![]() ![]() ![]() Коэффициент ![]() ![]() ![]() Округляем ![]() ![]() ![]() Найдём ориентировочную величину модуля зубчатых колёс ![]() Округлим до ближайшего стандартного значения ![]() Определим предварительные значения ширины зубьев шестерни и колеса: ![]() ![]() Округляем до ближайших значений из ряда ![]() ![]() Передача косозубая потому берем среднее ![]() ![]() Определим суммарное число зубьев по формуле ![]() ![]() Число зубьев шестерни и колеса определятся по системе уравнений ![]() ![]() Решаем и находим, что ![]() Определим фактическое передаточное число ![]() Определим погрешность передаточного числа ![]() Определим делительные диаметры редуктора: ![]() Округляем до ближайшего значения ![]() ![]() Определим диаметр зубьев: ![]() ![]() Определим диаметр впадин: ![]() ![]() Через принятые параметры определяется угол наклона зубьев для косозубой передачи ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определим окружной скорости колёс ![]() Уточним коэффициент относительной ширины колеса ![]() Степень точности 9 2.2Определим силы в зацеплении: Окружная сила ![]() Радиальная сила ![]() Осевая сила ![]() Определим удельные силы по контактным и изгибным напряжениям: ![]() здесь коэффициенты с α учитывают распределение нагрузки между зубьями, с β по ширине венца, а с V динамическую нагрузку в зацеплении соответствующего применительно к контактным и изгибным напряжениям. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Наконец, вычисляем действующие напряжения: ![]() ![]() где ![]() ![]() где ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Тогда ![]() ![]() 2.3.Проверка выполнение условий прочности ![]() ![]() ![]() Найдём недогрузку По контактным напряжениям ![]() Перегрузка с инженерной погрешностью 6%, что несущественно По изгибным напряжениям ![]() 3.Проектирование тихоходного вала Определение минимального критического диаметра вала. Допускаемое напряжение кручения ![]() ![]() ![]() Диаметр выходного конца вала выбираем из ряда Ra40: ![]() ![]() Длина выходного конца вала: ![]() Определение диаметра вала под уплотнение. Высота буртика вала t=2.5 мм при ![]() ![]() Определение участка вала под уплотнение. Зазор безопасности примем а=10 мм, толщина крышки подшипника S=3 мм, ширина уплотнения h=10 мм ![]() Определение диаметра вала под подшипник согласно таблице. Подшипник однорядный радиальный особо лёгкой серии 109 ![]() ![]() Определение длины вала под 1-ый подшипник. Ширина подшипника B=16 мм, ширина мазеудерживающего кольца ![]() ![]() Определение длины вала под 2-ой подшипник: ![]() Определение диаметра вала под колесом принимают на 1..3 мм больше диаметра вала под подшипник: ![]() ![]() Согласуем с рядом Ra40 ![]() Длина ступицы: ![]() Длина участка вала под колесом: ![]() Определение диаметра буртика для упора колеса. Высота буртика ![]() ![]() ![]() Согласно ряду Ra40 ![]() Длина буртика для упора колеса ![]() Длина фаски на выходном конце вала ![]() ![]() Длина фаски на участке вала под 2-ой подшипник ![]() ![]() Размеры шпоночного паза на выходном конце вала определяются по диаметру выходного конца вала: ![]() ![]() ![]() Размеры шпоночного паза на участке под колесом определяются по диаметру вала под колесом: ![]() ![]() ![]() 4.Расчет тихоходного вала на усталостную выносливость L1 –длина от начала вала до центра первой опоры(подшипника) ![]() L2 – длина от центра первой опоры(подшипника) до центра зубчатого колеса L3 – длина от центра зубчатого колеса до центра второй опоры(подшипника) ![]() Определим неизвестные реакции в опорах: ![]() ![]() ![]() ![]() Максимальные изгибающие и крутящий моменты будут в центральном сечении колеса: ![]() ![]() Суммарный изгибающий момент: ![]() Материал колеса Сталь 40. Предел текучести ![]() ![]() Среднее значение нормальных напряжений ![]() Момент сопротивления изгибу: ![]() Момент сопротивления кручения: ![]() Амплитудное значение нормальных напряжений: ![]() Амплитудное и среднее значения касательных напряжений: ![]() Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла: ![]() Коэффициент влияния упрочнения ![]() Коэффициент влияния шероховатости поверхности при шлифовании ![]() Коэффициенты концентрации напряжений ![]() ![]() Коэффициент влияния размеров деталей ![]() Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при изгибе: ![]() Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при кручении: ![]() Эмпирические зависимости между статическими и усталостными характеристиками металлов: Изгиб ![]() Изгиб ![]() Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: ![]() Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: ![]() Коэффициент запаса прочности: ![]() Сравним коэффициент запаса прочности с нормативным: ![]() 5.Расчет подшипников качения для тихоходного колеса Температурный коэффициент до 100 С˚: ![]() Коэффициент безопасности ![]() Для шариковых подшипников р=3 V=1 С=16500 Н Суммарная радиальная реакция в опорах: ![]() ![]() Параметр осевой нагрузки е=0.68 ![]() ![]() Коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки: ![]() ![]() ![]() ![]() Эквивалентная динамическая нагрузка: ![]() ![]() Расчетный срок службы: ![]() условие выполняется (подшипник 109) 6.Проектирование ступицы колеса Диаметр ступицы колеса: ![]() Округляем значение для ряда Ra40: ![]() Так как m=2.25 мм, то толщина обода колеса равна ![]() Диаметр обода колеса: ![]() Определение толщины средней части колеса: ![]() Определение размера фаски на зубьях колеса: ![]() Радиус скругления примем R=3 мм Размеры шпоночного паза внутри колеса определяются в зависимости от диаметра вала под колесом: ![]() ![]() Длина фаски внутри зубчатого колеса выбирается в зависимости от диаметра вала под колесом: ![]() 7.Проектирование быстроходного вала Определение минимального критического диаметра вала. Допускаемое напряжение кручения ![]() ![]() ![]() Диаметр выходного конца вала выбираем из ряда Ra40: ![]() ![]() Длина выходного конца вала: ![]() Определение диаметра вала под уплотнение. Высота буртика вала t=2.2 мм при ![]() ![]() Определение участка вала под уплотнение. Зазор безопасности примем а=10 мм, толщина крышки подшипника S=3 мм, ширина уплотнения h=10 мм ![]() Определение диаметра вала под подшипник согласно таблице. Подшипник однорядный радиальный особо лёгкой серии 107 ![]() ![]() Определение длины вала под 1-ый подшипник. Ширина подшипника B=18 мм, ширина мазеудерживающего кольца ![]() ![]() Определение длины вала под 2-ой подшипник: ![]() Диаметр буртика для упора подшипника. Внешний диаметр внутреннего кольца подшипника качения ![]() ![]() ![]() Длина буртика для упора подшипника: ![]() Длина фаски на выходном конце вала ![]() ![]() Длина фаски на участке вала под 2-ой подшипник ![]() ![]() Размеры шпоночного паза на выходном конце вала определяются по диаметру выходного конца вала: ![]() ![]() ![]() Определение размера фаски на зубьях шестерни: ![]() 8.Расчет быстроходного вала на усталостную выносливость L1 –длина от начала вала до центра первой опоры(подшипника) ![]() L2 – длина от центра первой опоры(подшипника) до центра зубчатого колеса L3 – длина от центра зубчатого колеса до центра второй опоры(подшипника) ![]() Определим неизвестные реакции в опорах: ![]() ![]() ![]() ![]() Максимальные изгибающие и крутящий моменты будут в центральном сечении колеса: ![]() ![]() Суммарный изгибающий момент: ![]() Материал колеса Сталь 40. Предел текучести ![]() ![]() Среднее значение нормальных напряжений ![]() Момент сопротивления изгибу: ![]() Момент сопротивления кручения: ![]() Амплитудное значение нормальных напряжений: ![]() Амплитудное и среднее значения касательных напряжений: ![]() Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла: ![]() Коэффициент влияния упрочнения ![]() Коэффициент влияния шероховатости поверхности при шлифовании ![]() Коэффициенты концентрации напряжений ![]() ![]() Коэффициент влияния размеров деталей ![]() Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при изгибе: ![]() Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при кручении: ![]() Эмпирические зависимости между статическими и усталостными характеристиками металлов: Изгиб ![]() Изгиб ![]() Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: ![]() Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: ![]() Коэффициент запаса прочности: ![]() Сравним коэффициент запаса прочности с нормативным: ![]() 9.Расчет подшипников качения для быстроходного колеса Температурный коэффициент до 100 С˚: ![]() Коэффициент безопасности ![]() Для шариковых подшипников р=3 V=1 С=12500 Н Суммарная радиальная реакция в опорах: ![]() ![]() Параметр осевой нагрузки е=0.24 ![]() ![]() ![]() ![]() Коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки: ![]() ![]() ![]() Эквивалентная динамическая нагрузка: ![]() ![]() Расчетный срок службы: ![]() условие выполняется ( особолёгкая серия подшипник 107) 10.Расчет корпусных элементов Толщина стенки корпуса: ![]() ![]() ![]() Зазор безопасности: ![]() Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес: ![]() По таблице выбираем диаметры стяжных болтов, соединяющих крышку с корпусом dб=12 мм и отверстий под эти болты d0=14 мм. Ширина фланца, соединяющего крышку с корпусом: ![]() Толщина фланца, соединяющего крышку с корпусом: ![]() По таблице выбираем диаметры фундаментных болтов dф=14 мм и их количество n=4. Ширина фундаментного фланца: ![]() округляем до целого ![]() Толщина фундаментного фланца: ![]() округляем до целого ![]() Диаметр отверстия под фундаментные болты: ![]() Диаметр цековки выбирается по таблице dц=28 мм. Глубина цековки: ![]() Толщина клина на фундаментном фланце: ![]() округляем до целого ![]() 1 2 |