Проект привода ленточного конвейера

1. Условия эксплуатации машинного агрегата

2. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода

3. Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

5. Расчет клиноременной передачи

6. Определение нагрузки валов редуктора

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

9.Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность Список использованных источников

Введение

привод ленточный конвейер Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. На основе машиностроения осуществляется комплексная механизация в лесной и деревообрабатывающей промышленности, на транспорте, в строительстве, в коммунальном хозяйстве. Уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкций современных машин, указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины должны иметь высокие эксплуатационные показатели, небольшой расход энергии и материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность. Они должны быть экономичны и как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобны и безопасны в обслуживании, допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц.

Различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение, казалось бы, в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей общего назначения используются в приводах, то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод рабочей машины — это система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств, для приведения в движение рабочих органов машины.

При проектировании привода производят кинематический и силовой расчет, решают вопросы, связанные с выбором материалов, выполняют проектные и проверочные расчеты деталей, освещают вопросы установки, сборки, разборки и смазки отдельных сборочных единиц и привода в целом.

Основной задачей на этапе конструирования привода является минимизация его стоимости и габаритов, при обеспечении надежности и работоспособности. Это достигается оптимальным соотношением параметров привода и электродвигателя по рекомендуемым значениям передаточных чисел, передач привода. Исходным документом при проектировании является техническое задание.

Знания и опыт, приобретенные при выполнении этого проекта, являются базой для выполнения курсового проекта по грузоподъемным устройствам и дипломного проекта.

1 Условия эксплуатации машинного агрегата

1.1 Устанавливаем место расположения привода, его назначение, условия эксплуатации, число смен и их продолжительность. Проводим анализ кинематической схемы в направлении энергетического потока и определяем срок службы приводного устройства

1.2 Срок службы приводного устройства определяем по формуле [1, с. 39]

Lh =365· LГ · tс · Lс

LГ — срок службы привода по заданию, лет;

tс — продолжительность смены устанавливаем, часов;

Lс — число смен устанавливаем.

1.3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса и определяем рабочий ресурс.

1.4 Составляем табличный отчет.

Ленточный конвейер мощностью 2,2 кВт, предназначен для погрузки и разгрузки, работает в течение 3 лет (по заданию), работа в две смены, продолжительностью 8 часов

1 Устанавливаем конвейер на железнодорожной станции, для обработки товарных вагонов, работа в две смены, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены tс = 8 ч.

2 Определяем ресурс привода

Lh =365· LГ · tс · Lс = 365 · 2,2 · 8 · 2 = 12 848 ч.

3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда Lh = 12 848 · 0,85 = 10 920 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=10 · 103 ч.

4 Составляем табличный отчет, как показано в таблице 1

Таблица 1 — Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2 Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем мощность на валу рабочей машины, кВт, по формуле[1., с 41]

кВт где F — тяговая сила, по заданию, кН;

х — скорость тягового органа, по заданию, м/с.

2.2 Определяем частоту вращения приводного вала ленточного конвейера, об/мин, по формуле[1., с 43]

об/мин где D — диаметр барабана, по варианту, мм,

2.3 Определяем общий к.п.д. привода по формуле[1., с 41]

где зз. п, зо. п, змуфты, зподш — к.п.д. механизмов выбираем по таблице[1., табл. 2.2,с. 42]

2.4.Определяем требуемую мощность электродвигателя, кВт, по формуле[1., с 42]

Рэл.дв= = кВт Принимаем стандартную мощность, кВт, по таблице [1., табл. К9 с. 406] округлив, в большую сторону, до стандартного значения.

Двигатель с полученной мощностью может иметь разную частоту вращения.

2.5 Определяем возможные варианты общего передаточного числа [1., с. 43, п.2]

1 вариант:; 2 вариант: ;

3 вариант:; 4 вариант: ,

где 3000, 1500, 100 и 750об/мин синхронная частота вращения двигателей.

Определяем предельные значения общего передаточного числа привода, передаточные числа закрытой и открытой передачи выбираем по таблице[1., табл 2,3, с.45]

Из четырех вариантов выбираем приемлемые.

2.6 Назначить оптимальные передаточные числа

uз.п .- закрытой передачи

uо.п — открытой передачи.

об/мин

2.7 Определяем передаточное число открытой передачи по формуле [1., п. 7, с.45]

2.8 Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6У6, (Рном =2,2 кВт, пном = 950 об/мин)

2.9 Определяем частоты вращений, угловые скорости, мощности и вращающие моменты всех валов привода по формулам указанным в таблице [1., табл. 2,4, с.46]

Частота вращения: nI, nII, и тIII, об/мин,

nI=nэл.дв=950 об/мин

nII = об/мин, (где и1, передаточное число передачи установленной после электродвигателя).

nIII == nр. м = 86 об/мин Угловые скорости для каждого вала щI, щII, щIII, рад/с рад/с, рад/с, рад/с Мощности на валах привода Р1, Р2 и Р3, кВт РI =Рэл.двиг =2,2 кВт РII =Рэл.двиг•=0,97· 2,2=2,1 кВт РIII = РII• =2,1· 0,97=2 кВт Вращающие моменты на валах Т1, Т2 и Т3 кНм ТI= Нм, ТII= Нм, ТIII= Нм

2.10 Полученные значения заносим в таблицу 2

Таблица 2 — Силовые и кинематические параметры привода

3 Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет допускаемых напряжений

3.1 Материал для изготовления зубчатых колес выбираем по таблице [1, табл. 3.1, с. 52]

Варианты термообработки выбираем по таблице [1, табл. 3.2, с. 53] Перевод единиц твердости из НRС в НВ проводим по графику [1, рис. 3.1, с. 52]

Чем выше твердость поверхностей зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры редуктора.

Так как к размерам проектируемого редуктора не предъявляют высоких требований, применяем сталь 40Х с термообработкой:

для шестерни улучшение плюс закалка ТВЧ, средняя, твердость, переводим в единицы НВ по графику [1, рис. 3.1, с. 52] НВ1ср=457

для колеса 40Х улучшение, средняя твердость .

3.2 Определяют число циклов переменных напряжений:

для колеса, циклов

для шестерни, циклов

где щ2 — угловая скорость тихоходного вала редуктора, рад/с;

Lh — время работы передачи, ч.

Число циклов переменных напряжений NН0, соответствующее пределу контактной выносливости определяем интерполированием по таблице [1, табл. 3.3, с. 55]

для шестерни, при НВ=457, NН01= 69,9 млн. циклов

для колеса, при НВ=285,5 NН02= 22,45 млн. циклов

3.3 Определяем коэффициенты долговечности по контактным напряжениям КНL и по напряжениям изгиба КFL [1. с. 55]

так как N >NН0, КНL1 =КНL1 =1.

так как N >4· 106 КFL1= КFL2=1.

3.4 Определяем допускаемые напряжения [у]H0 и [у]F0, Н/мм2 соответствующие числу циклов переменных напряжений NH0 и NF0 по таблице [1, табл. 3.1, с 52]

для шестерни при улучшении и закалки для твердости

в предположении, что модуль т<3

для колеса при улучшении для твердости

3.5 .Определяем допускаемые контактные напряжение [у]H, Н/мм2 с учетом времени работы передачи по формулам

для шестерни для колеса

Среднее контактное напряжение определяем по формуле

[у]Н = 0,45([у]Н1 + [у]Н2)

3.6 Определяем допускаемые напряжения изгиба [у]F с учетом времени работы передачи по формуле

для шестерни для колеса

3.7 Полученные значения напряжений, заносим в таблицу 3

Таблица 3 — Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4 Расчет зубчатой передачи редуктора

Проектный расчет

4.1 Определяем межосевое расстояние ащ, мм, по формуле[1, с. 61]

мм

где

Ка=43, вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

u — передаточное число закрытой передачи по таблице 1;

Т2, Н· м, вращающий момент на тихоходном валу редуктора, по таблице 2 ;

Ша== 0,28…0,36 коэффициент ширины венца колеса, для шестерни расположенной симметрично относительно опор;

[у]H =637,16, Н/мм2, среднее контактное напряжение, по таблице1;

КHв=1., коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев.

Полученное значение ащ округляем до стандартного (1, табл. 13.15, с. 326)

4.2 Определяем модуль зацепления, т, мм, по формуле[1, с. 62]

где

=5,8, вспомогательный коэффициент, для косозубых передач;

Т2 — вращающий момент на тихоходном валу зубчатой передачи, Н· м;

d2 — делительный диаметр колеса, мм, определяем по формуле [1, с. 62]

мм

b2 — ширина венца колеса, мм, определяем по формуле, [1, с. 62]

мм

— допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2, [у]F = 220,5Н/мм2

Полученное значение модуля т, округляем в большую сторону, до стандартного числа, из ряда чисел [1, с. 62]

Примечание 1 — Значение стандартных модулей зубчатых колес

т,

мм 1- ряд — 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2- ряд — 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе 1-й ряд предпочтительней 2-ому.

4.3 Определяем угол наклона зубьев вmin по формуле[1, с. 62]

4.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле[1, с. 62]

ZУ=Z1+Z2=шт

Полученное значение ZУ округляем в меньшую сторону до целого числа.

4.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле[1, с. 62]

4.6 Определяем число зубьев шестерни z1 по формуле[1, с. 63]

шт

Значение z1 округляем до ближайшего целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняем рекомендацию

z1? 18

4.7 Определяем число зубьев колеса Z2 по формуле [1, с. 63]

Z2 = ZУ — Z1=83−17=66 шт

4.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного Дu по формулам[1, с. 63]:

Проверяем норму отклонения от заданного и Дu?4%

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа пересчитать число зубьев шестерни и колеса.

4.9 Определяем фактическое межосевое расстояние, мм, (для косозубой передач), по формуле [1, с. 63]:

мм

4.10 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм, [1, с. 63, п. 10], точность вычислений ведем до 0,01 мм, значение ширины зубчатых венцов округляем по ГОСТ 6636–69 (1, табл. 13.15, с. 326):

Делительный диаметр шестерни d1=мм

Диаметр вершин зубьев шестерни da1=d1+2m=44+2 · 2,5=45=52мм

Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1−2,4m=44−2,4 · 2,5=38=39мм

Ширина венца шестерни b1=b2+(2…4)=30+3=33мм

Делительный диаметр колеса d2=

Диаметр вершин зубьев колеса da2=d2+2m=175+5=180=185 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df2=d2−2,4m=175−2,4 · 2,5=169=165мм

Ширина венца колеса b2=шаащ=0,28 · 108=30 мм

Проверочный расчет

4.11 Проверяем межосевое расстояние по формуле[1, с. 63]

мм

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес по условию пригодности[1, с. 64]

Dзаг< Dпред; Sзаг

Предельные значения заготовок определяем по таблице[1, с. 53, табл. 3.2]

Dпред =125мм, Sзаг = 80 мм

Диаметр заготовки шестерни определяем по формуле [1, с. 64]

Dзаг=da1+6мм =52+6=58 мм

da1 — диаметр вершин зубьев шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи определяем по формуле [1, с. 64]

Sзаг=b2+4мм=30+4=34мм b2 b2- ширина венца колеса, мм.

Неравенства выполняется, следовательно, заготовки пригодны.

4.13 Проверяем контактные напряжения уН Н/мм2 по формуле [1, с. 64]

Н/мм2

где

К — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

иф — фактическое передаточное число;

Ft — окружная сила в зацеплении, Н, определяем по формуле[1, с. 64]

Нм2

Т2 — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н· м, по таблице 1 расчетно-конструкторского раздела,

d2 — делительный диаметр колеса, мм;

b2 — ширина венца колеса, мм;

KHб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по графику [1, рис. 4.2, с. 66] в зависимости от окружной скорости колес х и степени точности передачи.

Окружную скорость определяем по формуле [1, с. 64]

м/с

где

щ2 — угловая скорость тихоходного вала редуктора, рад/с.

Степень точности передачи, устанавливаем по таблице [1, табл. 4.2, с. 64]

KHв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KHв =1, для прирабатывающихся колес.

KHх — коэффициент динамической нагрузки, определяем по таблице [1, табл. 4.3, с. 64]

[уН]=637,16 Н/мм2, допускаемое контактное напряжение

Неравенство уН? [уН]=637,16.

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни уF1 и колеса уF2, н/мм2 по формулам неравенства [1, с. 65] :

Н/мм2

Н/мм2

где

YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяем по таблице [1, табл. 4.4, с. 67]от эквивалентного числа зубьев шестерни Zх1 и колеса Zх2. Эквивалентное число зубьев определяем по формулам[1, с. 66]:

для шестерни и колеса ,

где

Z1 и Z2 — число зубьев шестерни и колеса соответственно;

в — угол наклона зубьев;

Yв = 1- () — коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

Ft — окружная сила в зацеплении, Н;

b2 — ширина венца колеса, мм, из расчета;

т — модуль зацепления, мм, из расчета;

KFб — коэффициент распределение нагрузки, зависит от степени точности передачи, выбираем по таблице [1, стр. 66];

KFв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,(KFв=1 для прирабатывающихся коле) с;

KFх — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, выбираем по таблице[1, табл. 4.3стр. 64];

[у]F1 и [у]F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 по таблице 1.

Неравенства уF1? [у]F1 и уF2? [у]F2, выполняются, изгибная прочность обеспечена.

4.15 По итогам расчета заполняем таблицу 4

Таблица 4 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Рисунок 4.1 — Эскиз шестерни и колеса в зацеплении

5 Расчет клиноременной передачи

Проектный расчет

5.1 Выбираем сечение ремня, в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения по номограммам [1, рис 5.2 и 5.3 с 86]

Ремень: тип, А нормального сечения

5.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d1min, мм, по таблице [1, таблица 5.4 с 87]

d1min=90 мм

5.3 Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива, диаметр ведущего шкива выбираем на 1…2 порядка выше, чем d1min по таблице [1, табл К40 с 448]

d min=112 мм

5.4 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм, по формуле [1, с 87]

где и — передаточное число открытой передачи;

d2 — расчетный диаметр ведущего шкива, мм;

е — коэффициент скольжения, е=0,01…0,02.

Полученное значение d2 округляем до стандартного по таблице [1, табл. К40 с 448]

d2=315 мм

5.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение, от заданного и по формулам [1, с 88]

, < 3% ,

5.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние, а, мм

мм

где h, мм, высота сечения клинового ремня [1, табл. К31, с 440]

d1 и d2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм

5.7 Определяем расчетную длину ремня, l, мм

мм

Значение l округляем до ближайшего значения, по таблице[1, табл. К31, с 440]

L=1250 мм

5.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине по формуле[1, с 88]

,

Примечание 4 — При монтаже передачи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния, а на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней предусматриваем возможность увеличения, а на 0,025l.

5.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б1, град, по формуле[1, с 88]

,

Угол б, соответствует требованию б > 1200

5.10 Определяем скорость ремня х, м/с по формуле[1, с 88] и сравниваем с допускаемой

< [х],

где d1 — диаметр ведущего шкива, мм;

n1 — частота вращения ведущего шкива об/мин;

[х]- допускаемая скорость, м/с: [х]=25 м/с — для клиновых ремней;

[х]=40 м/с — для узких клиновых и поликлиновых ремней.

5.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с — 1, по формуле [1, с 88] и сравниваем с допускаемой

? [U],

где х — скорость ремня м/с;

l — длина ремня, м;

[U]=30 с-1 — допускаемая частота пробегов.

Соблюдение соотношения U< [U] гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.

5.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем по формуле [1, с 90]

кВт

где [Po], кВт, — допускаемая приведенная мощность, по таблице [1, с 89 табл. 5.5]

Ср, Сб, Сl, Сz, — поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82 табл. 5.2]

5.2.13 Определяем количество клиновых ремней в комплекте по формуле[1, с 90]

шт

где Рном — мощность электродвигателя, кВт, по таблице 1.

Условие для проектируемой передачи комплект клиновых ремней Z<5 выполняется.

(При необходимости уменьшить Z следует увеличить d1)

5.14 Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня F0, Н, по формуле[1, с 91]

Н

где Рном — мощность электродвигателя, кВт;

Сl, Сб, Ср — поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82, табл. 5.2]

х — скорость ремня, м/с,

Z — число ремней в комплекте.

5.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н, по формуле [1, с 91]

Н

5.16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н,

одного клинового ремня по формулам[1, с 91]

,

5.17 Определяем силу давления на вал комплекта клиновых ремней по формуле [1, с 91]

,

где б1 — угол охвата малого шкива, град.

Проверочный расчет

5.18 Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, н/мм2 по неравенству [1, с 91]

уmax=у1+уи+ух2,5+5,2+0,04=7,74 Н/мм2? [10 Н/мм2]

где у1-напряжение растяжения, H/мм2, определяем по формуле [1, с 84]

Н/мм2

где, А — площадь сечения одного клинового ремня, мм2, по таблице [1, с 440, т К31]

уи — напряжение изгиба, H/мм2, определяем по формуле[1, с 84]

Н/мм2

Еи=80…100 H/мм2- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

h — высота ремня, мм, по таблице [1, с 440, т К31];

d1 — диаметр ведущего шкива;

ух-напряжение от центробежных сил, H/мм2, по формуле [1, с 84]

Н/мм2

с=1250…1400 кг/м3 — плотность материала ремня;

х — скорость ремня м/с

[уp] - допускаемое напряжение растяжения, [у]p =10 H/мм2 — для клиновых ремней.

Примечание 5 — Если получится уmax > [уp], то следует увеличить диаметр d1 ведущего шкива или принять большее сечения ремня и повторить расчет передачи.

5.19 Полученные значения параметров открытой передачи сводим в таблицу 5.2

Таблица 5.2 — Параметры клиноременной передачи

6.Определение нагрузки валов редуктора

6.1 Определяем силы в зацеплении по формулам таблицы [1, с. 100, табл.6,1]

Окружная сила, Н

где Т2 — момент на тихоходном валу редуктора, Н· м;

d2 — делительный диаметр колеса, мм

Радиальная сила, Н

где б=200, угол зацепления, tgб= 0,3640;

в — угол наклона зубьев, град, по таблице 3.

Осевая сила, Н

,

6. 2 Определяем консольные силы

Радиальная сила

клиноременной передачи, Н

,

где FO — сила предварительного натяжения, Н;

z — число ремней клиноременной передачи

б1 — угол обхвата малого шкива, град.

Радиальная сила муфты на тихоходном валу, Н

где Т2 — момент на тихоходном валу редуктора Н· м,

или на быстроходном валу

6.3 Результаты заносим в таблицу 6

Таблица 6 — Нагрузки валов редуктора

Рисунок 6.1 — Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

7.1 Выбор материала валов редуктора

Для валов применяем легированную сталь 40Х (или 45). Проектный расчет выполняем по напряжениям кручения [ф]к = 10…20 Н/мм2

7.2 Определяем геометрические размеры ступеней валов редуктора. Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров деталей. В проектном расчете ориентировочно определяем геометрические размеры степеней быстроходного и тихоходного валов. Расчеты ведем по таблице 7.1 приложения И. По полученным размерам вычерчиваем тихоходный и быстроходный вал рисунок 7.1.

а)

б)

Рисунок 7.1 — Эскизы валов редуктора

а) быстроходный вал (вал — шестерня)

б) тихоходный вал (l*3 — в коническом редукторе)

7.3 Предварительный выбор подшипников качения

Тип подшипников, серию и схему установки для тихоходного и быстроходного вала определяем в соответствии с таблицей [1, с. 115, т. 7.2]

По таблице [1. табл. К27… К29 с.432…439] выбираем типоразмер подшипника по величине внутреннего кольца d, равного диаметру второй и четвертой ступеней вала под подшипники. .Выписываем основные параметры подшипников:

геометрические размеры — d, D, B (Т, с)

динамическую Сr и статическую С0r грузоподъемности.

Основные параметры подшипников записываем в таблицу 7

7.4 Эскизная компоновка редуктора

Разработку чертежа рабочего вида выполняем в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге, в последовательности, приведенной на рисунке 7.2.

7.4.1 В конструкции колеса предусматриваем ступицу. Наружный диаметр ступицы dст=(1,55…1,6)d=82; длина ступицы lст=(1,1…1,5)d=45, где d — внутренний диаметр ступицы, равный диаметру 3-й ступени вала d3.

7.4.2 Зазор между внутренней поверхностью стенки и вращающимися поверхностями колеса для предотвращения задевания: х=мм, L L?

7.4.3.Расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса f=D/2+х, где D — диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса у>4х.

7.4.4 Проводим осевые линии валов и намечаем компоновку, в соответствии с кинематической схемой. Вычерчиваем редукторную пару

7.4.5 Проводим линию контура внутренней стенки корпуса на расстоянии х=8…10 мм от вращающихся деталей, такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром. Расстояние между дном и поверхностью колес у>4х.

7.4.6 Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным в проектном расчете.

7.4.7 На 2-й и 4-й ступенях валов вычерчиваем контур подшипников, по размерам d, D, В (Т, с), в соответствии со схемой установки.

7.5 Определяем замерами расстояния между точками приложения реакций подшипников, мм,

lБ — быстроходный вал lТ — тихоходный вал

Определяем точки приложения консольных сил.

От открытой передачи Fоп в середине выходного конца вала, lо, мм.

Сила давления муфты Fм находится в торцевой плоскости выходного конца, lм, мм.

7.6 Заполняем таблицу 7

Таблица 7 — Параметры ступеней валов и подшипников

8 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

8.1 Выписываем исходные данные для расчетов:

8.1.1Нагрузки валов, Н, по таблице 6.

Силы в зацеплении: окружная Ft1 =Ft2 =Ft, радиальная Fr1 =Fr2 =Fr и осевая сила Fа1 =Fа2 =Fа.

Сила от ременной передачи: открытой передачи Fоп .

Сила от муфты: Fм

8.1.2 Моменты на валах, Нм, по таблице 1.

Быстроходный вал — Т1, тихоходный вал — Т2.

8.1.3 Геометрические размеры.

Расстояние между точками приложения реакций в подшипниках по таблице 7.

Тихоходный вал lТ

Быстроходный вал lБ

Делительные диаметры, м, по таблице 4.

Шестерни (быстроходный вал) d1

Колеса (тихоходный вал) d2

8.2 Вычерчиваем расчетную схему быстроходного и тихоходного валов, рисунок 8. 1, в соответствии с кинематической схемой

8.3 Определяем реакций в подшипниках и строим эпюры:

Быстроходный вал

Тихоходный вал

9 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность

9.1 Проверяем пригодность подшипника тихоходного вала на примере № 209, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=86об/мин. Осевая сила в зацеплении Rа= Fа=1078Н. Реакции в подшипниках RС=2319Н, RD=4660Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с. 432 ] Сr= 25 500Н, С0r=18 600 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 — коэффициент осевой нагрузки;

Кб=1,3 — коэффициент безопасности

КТ=1 — температурный коэффициент

а1=1 — коэффициент надёжности

а23=0,8 — коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее Lh=20 000 (ресурс работы привода)

9.2 Подшипники установлены враспор.

9.2.1 Определяем отношение .

9.2.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,263, Y=1,68.

9.2.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RЕ=(XVRr2 +YRа) Kб KТ=(0,56· 1·4660+1,8·1078)1,3·1=5599 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

Сrр=RЕ<�Сr

подшипник пригоден

9.2.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L10h=а1а23ч> Lh

Долговечность подшипника достаточна.

9.4 Проверяем пригодность подшипника быстроходного вала на примере № 207, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=345об/мин. Осевая сила в зацеплении Rа= Fа=1078Н. Реакции в подшипниках RС=919Н, RD=1825Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с. 432 ] Сr= 25 200 Н, С0r=13 700 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 — коэффициент осевой нагрузки;

Кб=1,3 — коэффициент безопасности

КТ=1 — температурный коэффициент

а1=1 — коэффициент надёжности

а23=0,8 — коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее Lh=20 000 (ресурс работы привода)

9.3 Подшипники установлены враспор.

9.3.1 Определяем отношение .

9.3.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,28, Y=1,55.

9.3.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RЕ=(XVRr2 +YRа) Kб KТ=(0,56· 1·1825+1,55·1078)1,3·1=2882 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

Сrр=RЕ<�Сr

подшипник пригоден

9.3.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L10h=а1а23ч> Lh

Долговечность подшипника достаточна.

Список использованных источников

1 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., ВШ., 2004.

2 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., ВШ., 1991.

3 Эрдеди А. А., Эрдеди Н. А. Детали машин. М., ВШ., 2002.

4 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.- М., ВШ., 1985.

5 Ицкович Г. М. Сборник задач и примеров расчетов по курсу Деталей машин

М., Машиностроение, 1974.

6 Иосилевич Г. Б. Детали машин. М., Машиностроение. 1988.

7 Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. М., Машиностроение, 1987.

8 Ряховский О. А., Клыпин А. В., Детали машин. М., ООО «Дрофа», 2002.

9 Романов М. Я., Константинов В. А., Покровский Н. А., Сборник задач по деталям машин. М., Машиностроение. 1984.

10 Стандарт СМК СТП 1.4−01−2005, ГОУ ВПО БрГУ, Братск 2005.