тгв. Привод люлечного элеватора
 Скачать 6.01 Mb.
|
1 2 КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТАУсловия эксплуатации машинного агрегатаПроектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями. привод люлечный элеватор зубчатый чертеж Срок службы приводного устройстваСрок службы привода определяется по формуле Lh = 365LГКГtcLcKc где LГ = 5 лет – срок службы привода; КГ – коэффициент годового использования; КГ = 300/365 = 0,82 где 300 – число рабочих дней в году; tc = 8 часов – продолжительность смены Lc = 1 – число смен Кс = 1 – коэффициент сменного использования. Lh = 365·5·0,82·8·1·1 = 12000 часа С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 10 ·103 часов. Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателяТребуемая мощность рабочей машины Ррм = Fv = 2,0·1,5 = 3,0 кВт Общий коэффициент полезного действия η = ηмηзпηопηпк2ηпс, где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40], ηзп = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи, ηоп = 0,93 – КПД открытой цепной передачи, ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения, η = 0,98·0,97·0,93·0,9952·0,99 = 0,866. Требуемая мощность двигателя Ртр = Ррм/η = 3,00/0,866 = 3,46 кВт. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 4,0 кВт. Определение передаточного числа привода и его ступенейДвигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин. Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя
Определение передаточного числа привода и его ступенейЧастота вращения рабочего вала привода nрм = 6·104v/(zp) = 6·104·1,5/(10·125) = 72 об/мин Общее передаточное число привода u = n1/nрм где n1 – частота вращения вала электродвигателя. Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи u2 = u/u1 = u/5 Таблица 2.2 Передаточное число
Варианты 1 отпадает, так как передаточное число открытой передачи значительно превышает рекомендуемые значения. Используемый в варианте 4 двигатель с числом оборотов вала 750 имеет слишком большие габариты, поэтому окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 – электродвигатель 4А112MA6. 2.3 Определение силовых и кинематических параметров приводаЧисла оборотов валов и угловые скорости: n1 = nдв = 950 об/мин 1 = 950π/30 = 99,5 рад/с n2 = n1/u1 = 950/5,0 = 190 об/мин 2= 190π/30 = 19,9 рад/с n3 = n2/u2 = 190/2,64 = 72 об/мин 3= 72π/30 = 7,54 рад/с Фактическое значение скорости тяговой цепи v = zpn3/6·104 =10·125·72/6·104 = 1,50 м/с Отклонение фактического значения от заданного δ = 0 < 6% Мощности передаваемые валами: P1 = Pтрηмηпк = 3460·0,98·0,995 = 3374 Вт P2 = P1ηзпηпк = 3374·0,97·0,995 = 3256 Вт P3 = P2ηопηпс = 3256·0,93·0,99 = 3000 Вт Крутящие моменты: Т1 = P1/1 = 3374/99,5 = 33,9 Н·м Т2 = 3256/19,9 =163,6 Н·м Т3 = 3000/7,53 = 398,4 Н·м Результаты расчетов сводим в таблицу
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙПринимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45: шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53], колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207. Средняя твердость зубьев: НВ1ср = (235+262)/2 = 248 НВ2ср = (179+207)/2 = 193 Допускаемые контактные напряжения: [σ]H = KHL[σ]H0, где KHL – коэффициент долговечности KHL = (NH0/N)1/6, где NH0 = 1·107 [1c.55], N = 573ωLh = 573·19,9·10,0·103 = 11·107. Так как N > NH0, то КHL = 1. [σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа. [σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа. [σ]H = 0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа. Допускаемые напряжения изгиба: [σ]F = KFL[σ]F0, где KFL – коэффициент долговечности Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1. [σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа. [σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа. [σ]F1 = 1·255 = 255 МПа. [σ]F2 = 1·199 = 199 МПа. Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи
4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИМежосевое расстояние  ,где Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58], ψba = 0,315 – коэффициент ширины колеса, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес. аw = 43,0(5,0+1)[163,6·103·1,0/(4172·5,02·0,315)]1/3 =127 мм принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 125 мм. Модуль зацепления m > 2KmT2/(d2b2[σ]F), где Km = 5,8 – для косозубых колес, d2 – делительный диаметр колеса, d2 = 2awu/(u+1) = 2·125·5,0/(5,0 +1) = 208 мм, b2 – ширина колеса b2 = ψbaaw = 0,315·125 = 40 мм. m > 2·5,8·163,6·103/208·40·199 = 1,15 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм. Основные геометрические размеры передачи Суммарное число зубьев: zc = 2awcosβ/m β – угол наклона зубьев βmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5·2,0/40) =10,1º, принимаем β =10º zc = 2·125cos10°/2,0 = 122 Число зубьев шестерни: z1 = zc/(u+1) = 122/(5,0 +1) = 20 Число зубьев колеса: z2 = zc–z1 = 122 – 20 =102; уточняем передаточное отношение: u = z2/z1 =102/20 = 5,10, Отклонение фактического значения от номинального (5,10 – 5,00)100/5,0 = 2,0%, допустимо 6%. Действительное значение угла наклона: cos = zcm/2aW = 1222/2125 = 0,9760 =12,58°. Фактическое межосевое расстояние: aw = (z1+z2)m/2cosβ = (102+20)·2,0/2cos12,58° = 125 мм. делительные диаметры d1 = mz1/cosβ = 2,0·20/0,976 = 40,98 мм, d2 = 2,0·102/0,976 = 209,02 мм, диаметры выступов da1 = d1+2m = 40,98+2·2,0 = 44,98 мм da2 = 209,02+2·2,0 = 213,02 мм диаметры впадин df1 = d1 – 2,4m = 40,98 – 2,5·2,0 = 35,98 мм df2 = 209,02 – 2,5·2,0 = 204,02 мм ширина колеса b2 = baaw = 0,315·125 = 40 мм ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 40+5 = 45 мм Окружная скорость v = ω2d2/2000 = 19,9·209,02/2000 = 2,1 м/с Принимаем 8-ую степень точности. Силы действующие в зацеплении - окружная Ft = 2T2/d2 = 2·163,6·103/209,02 = 1565 H - радиальная Fr = Fttg/cosβ = 1565tg20º/0,976 = 583 H - осевая сила: Fa = Fttg = 1565tg12,58° = 349 Н. Расчетное контактное напряжение  ,где К = 376 – для косозубых колес [1c.61], КНα = 1,09 – для косозубых колес, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев, КНv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62]. σH = 376[1565(5,10+1)1,09·1,0·1,04/(209,02·40)]1/2 = 427 МПа. Перегрузка (427 – 417)100/417 = 2,4% допустимо 5%. Расчетные напряжения изгиба σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2), где YF2 – коэффициент формы зуба, Yβ = 1 – β/140 = 1 – 12,58/140 = 0,910, KFα = 1,91 – для косозубых колес, KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев KFv = 1,09 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64]. Коэффициент формы зуба: при z1 = 20 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 20/0,9763 = 21,5 → YF1 = 4,00, при z2 =102 → zv2 = z2/(cosβ)3 =102/0,9763 = 109,7 → YF2 = 3,60. σF2 = 3,60·0,910·1565·1,0·1,0·1,09/2,0·40 = 77,6 МПа < [σ]F2 σF1 = σF2YF1/YF2 = 77,6·4,00/3,60 = 86,2 МПа < [σ]F1. Так как расчетные напряжения σH < 1,05[σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы. 5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИШаг цепи  где [p] = 30 МПа – допускаемое давление в шарнирах. Кэ – коэффициент эксплуатации Кэ = КдКсККрегКр, где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки, Кс = 1,5 – смазка периодическая, К = 1,0 – положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25 – нерегулируемая передача, Кр = 1,0 – работа в одну смену. Кэ = 1,51,25 = 1,88. z1 – число зубьев малой звездочки, z1 = 29 – 2u = 29 – 22,64 = 23,7, принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 23 р = 2,8(163,61031,88/2330)1/3 = 21,4 мм Принимаем ближайшее большее значение р= 25,4 мм: - разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН; - масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м; - диаметр валика d1 = 7,92 мм; - ширина внутреннего звена b3 = 15,88 мм Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91]. Число зубьев ведомой звездочки: z2 = z1u = 232,64 = 60,7 Принимаем z2 = 61 Фактическое передаточное число u2 = z2/z1 = 61/23 = 2,65 Отклонение фактического передаточного числа от номинального Δu = (2,65 – 2,64)100/2,64 = 0,9% допустимо 6% Межосевое расстояние ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 82]0,5} где Lp – число звеньев цепи, zc – суммарное число зубьев, zc =z1+z2 = 23+61 = 84, = (z2 – z1)/2 = (61 – 23)/2 = 6,04. Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,584 + 6,042/40 = 122,9 где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 122 ар = 0,25{122 – 0,584+[(122 – 0,584)2 – 86,042]0,5} = 39,6 a = app = 39,625,4 = 1006 мм. Длина цепи l = Lpp = 122·25,4 = 3098 мм Определяем диаметры звездочек Делительные диаметры dд = t/[sin(180/z)] ведущая звездочка: dд1 = 25,4/[sin(180/23)] = 186 мм, ведомая звездочка: dд2 = 25,4/[sin(180/61)] = 493 мм. Диаметры выступов De = p(K+Kz – 0,31/) где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба – геометрическая характеристика зацепления, Кz – коэффициент числа зубьев = р/d1 = 25,4/7,92 = 3,21, Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/23 = 7,28, Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/61= 19,40, De1 = 25,4(0,7+7,28 – 0,31/3,21) = 200 мм, De2 = 25,4(0,7+19,40 – 0,31/3,21) = 508 мм. Диаметры впадин: Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5) Df1= 186 – (7,92 – 0,1751860,5) = 176 мм Df2= 493 – (7,92 – 0,1754930,5) = 481 мм Ширина зуба: b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9315,88 – 0,15 = 14,62 мм Толщина диска: С = b+2r4 = 14,62+21,6 = 17,82 мм где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм Допускаемая частота вращения меньшей звездочки [n] = 15103/p = 15103/25,4 = 591 об/мин Условие n = 289 < [n] = 591 об/мин выполняется. Число ударов цепи U = 4z1n2/60Lp = 423190/60122 = 2,4 Допускаемое число ударов цепи: [U] = 508/p = 508/25,4 = 20 Условие U < [u] выполняется. Фактическая скорость цепи v = z1pn2/60103 = 2325,4190/60103 = 1,85 м/с Окружная сила: Ft = Р2/v = 3256/1,85 = 1760 H Давление в шарнирах цепи p = FtKэ/А, где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи. А = d1b3 = 7,9215,88 = 126 мм3. р = 17601,88/126 = 26,3 МПа. Условие р < [p] = 30,3 МПа выполняется. Коэффициент запаса прочности s = Q/(kдFt+Fv+F0) где Fv – центробежная сила F0 – натяжение от провисания цепи. Fv = qv2 = 2,61,852 = 9 H F0 = 9,8kfqa = 9,862,61,006 = 154 H где kf = 6 – для горизонтальной передачи. s = 60000/(11760+ 9+154) = 31,2 > [s] = 8,6 [1c.94]. Сила давления на вал Fв = kвFt+2F0 = 1,151760+2154 = 2332 H. где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала. Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРАСилы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная Ft =1565 Н радиальная Fr = 583 H осевая Fa = 349 H Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал Fм = 100·Т11/2 = 100·33,91/2 = 582 Н Консольная силы действующие на тихоходный вал Fв = 2332 H.  Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРАМатериал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение: σв = 780 МПа; Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа Диаметр быстроходного вала  где Т – передаваемый момент; d1 = (33,9·103/π10)1/3 = 26 мм Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм, d1 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)28 = 2234 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм; длина выходного конца: l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)30 = 3045 мм, принимаем l1 = 40 мм. Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 30+22,2 = 34,4 мм, где t = 2,2 мм – высота буртика; принимаем d2 = 35 мм: длина вала под уплотнением: l2 1,5d2 =1,535 = 52 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 35 мм. Вал выполнен заодно с шестерней Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 = (163,6·103/π20)1/3 = 34 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 35 мм; Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 35+22,5 = 40,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика; принимаем d2 = 40 мм . Длина вала под уплотнением: l2 1,25d2 =1,2540 = 50 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 40 мм. Диаметр вала под колесом: d3 = d2 + 3,2r = 40+3,22,5 = 48,0 мм, принимаем d3 = 48 мм. Выбор подшипников Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №308 для тихоходного вала.
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРАСхема нагружения быстроходного вала  Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала. Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А mA = 43Ft – 86BX + 102Fм = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ BX = (43∙1565 + 102∙582)/86 =1473 H Реакция опоры А в плоскости XOZ AX = BX + FМ – Ft =1473 + 582 –1565 = 490 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =1473·43 = 63,3 Н·м MX2 = 582·102 = 59,4 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А mA = 43Fr – 86BY – Fa1d1/2 = 0 Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ BY = (583·43 –349·40,98/2)/86 = 208 H AY = Fr – BY = 583 – 208 = 375 H Изгибающие моменты в плоскости YOZ MY = 375·43 = 16,1 Н·м MY = 208·43 = 8,9 Н·м Суммарные реакции опор: А = (АХ2 + АY2)0,5 = (4902 + 3752)0,5 = 617 H B= (BХ2 + BY2)0,5 = (14732 + 2082)0,5 =1488 H Схема нагружения тихоходного вала  Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала. Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С mС = 46Ft + 92DX – 172Fв = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ DX = (1565·46 + 2332·172)/92 = 5142 H Реакция опоры C в плоскости XOZ CX = DX + Ft – Fв = 5142 +1565 – 2332 =4375 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =4375·46 =201,3 Н·м MX2 =2332·80 =186,6 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С mС = 46Fr1+Fa2d2/2 – 92DY = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ DY = (583·46 +349·209,02/2)/92 = 688 H Реакция опоры C в плоскости XOZ CY = DY – Fr = 688 – 583 =105 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =105·46 = 4,8 Н·м MX2 = 688·46 = 31,6 Н·м Суммарные реакции опор: C = (43752 +1052)0,5 = 4376 H D = (51422 + 6882)0,5 = 5188 H ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ9.1 Быстроходный валЭквивалентная нагрузка Отношение Fa/Co = 349/13,7103 = 0,025 е = 0,21 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник В. Отношение Fa/B =349/1488 = 0,23 > e, следовательно Х=0,56; Y= 2,1 P = (XVFr + YFa)KбКТ где Х – коэффициент радиальной нагрузки; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; Fr = В – радиальная нагрузка; Y – коэффициент осевой нагрузки; Kб =1,3– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ; КТ = 1 – температурный коэффициент. Р = (0,56·1·1488+2,1∙349)1,3·1 = 2036 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников Стр = 2036(573·99,5·10000/106)1/3 =16883 Н < C = 25,5 кН Расчетная долговечность подшипников  = 106(25,5103 /2036)3/60950 = 34468 часов,больше ресурса работы привода, равного 10000 часов. 9.2 Тихоходный валОтношение Fa/Co = 349/22,4103 = 0,015 е = 0,19 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник D. Отношение Fa/D =349/5118= 0,07 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0 Эквивалентная нагрузка Р = (1,0·1·5118+ 0)1,3·1 = 6653 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников Стр = 6653(573·19,9·10000·106)1/3 = 32264 < C = 41,0 кН Расчетная долговечность подшипников = 106(41,0103 /6653)3/60190 = 20530 часов,больше ресурса работы привода, равного 10000 часов. 10. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА10.1 Конструирование зубчатых колесКонструктивные размеры колеса Диаметр ступицы: dст = 1,55d3 = 1,55·48 = 74 мм. Длина ступицы: lст = b = 40 мм, Толщина обода: S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·40 = 6 мм принимаем S = 8 мм Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·40 =10 мм 10.2 Конструирование валовОсновные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7. Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм. Шестерня выполняется заодно с валом.Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм, принимаем n = 1,0 мм. 10.3 Выбор соединенийВ проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.10.4 Конструирование подшипниковых узловВ проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. 10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/Толщина стенок корпуса и крышки редуктора = 0,025ат + 3 = 0,025·125 + 1 = 4,1 мм принимаем = 8 мм Толщина фланцев b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм Диаметр болтов: - фундаментных d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм принимаем болты М16; - крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм принимаем болты М16; - соединяющих крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм принимаем болты М12. 10.6 Конструирование элементов открытых передачВедущая звездочкаДелительный диаметр звездочки dд1 = 186 мм Ширина зуба b = 14,62 мм Толщина диска С = 17,82 мм Диаметр проточки Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,40ctg(180/23) – 1,5∙24,2 = 148 мм Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 35 мм Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙35 = 54 мм Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)35 = 28…52 мм принимаем lст = 50 мм. Ведомая звездочка Делительный диаметр звездочки dд1 = 493 мм Диаметр проточки Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,40ctg(180/61) – 1,5∙24,2 = 456 мм Диаметр вала под звездочкой = (16·398,4·103/π20)1/3 = 47 ммДиаметр ступицы внутренний d = 48 мм Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙48 = 74 мм принимаем dст = 74 мм Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)48 = 38…72 мм принимаем lст = 60 мм. 10.7 Выбор муфтыДля передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м. Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой Тр = kТ1 = 2,5·33,9 = 85 Н·м < [T] k = 2,5 – коэффициент режима нагрузки для элеватора Условие выполняется 10.8 СмазываниеСмазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками, установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)3,37 2,0 л Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,10 м/с и контактном напряжении σв=427 МПа =28·10-6 м2/с По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68 Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1. 11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ11.1 Проверочный расчет шпонокВыбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности  где h – высота шпонки; t1 – глубина паза; l – длина шпонки b – ширина шпонки. Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32. Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа. σсм = 2·33,6·103/30(7-4,0)(32-8) = 31,4 МПа Тихоходный вал. Шпонка под колесом 14×9×36. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа. σсм = 2·163,6·103/48(9-5,5)(36-14) = 88,4 МПа Шпонка на выходном конце вала: 10×8×45. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа. σсм = 2·163,6·103/35(8-5,0)(45-10) = 89,0 МПа Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена. 11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узловСтяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.Сила приходящаяся на один винт Fв = 0,5DY = 0,5∙688 =344 H Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки. Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение: [σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа. Расчетная сила затяжки винтов Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]344 = 465 H Определяем площадь опасного сечения винта А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2 Эквивалентное напряжение σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙465/84 = 7 МПа < [σ] = 75 МПа 11.3 Уточненный расчет валовБыстроходный вал Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34] Пределы выносливости: при изгибе -1 0,43В = 0,43780 = 335 МПа; при кручении -1 0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа. Суммарный изгибающий момент Ми = Мх = 59,4 Н·м Осевой момент сопротивления W = πd3/32 = π353/32 = 4,21·103 мм3 Полярный момент сопротивления Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3 Амплитуда нормальных напряжений σv = Mи/W = 59,4·103/4,21·103 = 14,1 МПа Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений v = m = T1/2Wp = 33,9·103/2·8,42·103 = 2,0 МПа Коэффициенты: kσ/σ = 3,5; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,5·14,1 = 6,8 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,50·2,0 + 0,1·2,0) = 37,5 Общий коэффициент запаса прочности s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 6,8·37,5/(6,82 + 37,52)0,5 = 6,7 > [s] = 2,5 Тихоходный вал Рассмотрим сечение, проходящее под колесом зубчатой передачи. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки Материал вала сталь 45 нормализованная: σв = 570 МПа Пределы выносливости: - при изгибе σ-1 = 0,43σв = 0,43·570 = 245 МПа - при кручении -1 = 0,58σ-1 = 0,58·245 = 142 МПа Суммарный изгибающий момент Ми = (201,32+(31,6+ 4,8)2)1/2 =204,6 Н·м Момент сопротивления изгибу Wнетто = πd3/32 – bt1(d-t1)2/2d = = π483/32 – 14·5,5(48-5,5)2/2·48 = 9,41·103 мм3 Момент сопротивления кручению Wк нетто = πd3/16 – bt1(d-t1)2/2d = = π483/16 – 14·5,5(48-5,5)2/2·48 = 20,3·103 мм3 Амплитуда нормальных напряжений σv = Mи/Wнетто =204,6·103/9,41·103 =21,7 МПа Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений v = m = T2/2Wк нетто = 163,6·103/(2∙20,3·103) = 4,0 МПа Коэффициенты: kσ= 1,6; σ =0,82; k = 1,5; =0,70; = 0,1 [2c166] Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 245/(1,6·21,7/0,82) = 5,8 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям s = -1/(kv/ + m) = 142/(1,5·4,0/0,70 + 0,1·4,0) = 15,8 Общий коэффициент запаса прочности s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 5,8·15,8/(15,82 + 5,82)0,5 = 5,5 > [s] = 2,5 12. ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОРУсловный объем редуктораV = LBH = 275∙160∙380 = 16,7∙106 мм3L = 275 мм – длина редуктора;В = 160 мм – ширина редуктора;Н = 380 мм – высота редуктора.Масса редукторагде φ = 0,45 – коэффициент заполнения редуктораρ = 7300 кг/м3 – плотность чугуна.Критерий технического уровня редуктора γ = m/T2 = 55/163,6 = 0,34 При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим. ЛИТЕРАТУРА1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с. 2. Курсовое проектировании деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980. 4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990. 5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002. 6. Альбом деталей машин. 7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978. 8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988. Размещено на Studwood.ru 1 2 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||