Расчет и проектирование привода конвейера

Министерство образования Республики Беларусь Борисовский государственный политехнический колледж Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование привода конвейера Разработал:

Коренько А.В.

гр. ТЗ-401, вар.11

Борисов 2007

1 Введение

2 Выбор электродвигателя

3 Расчет клиноременной передачи

4 Расчет цепной передачи

5 Расчет закрытой червячной передачи

6 Расчет ведомого вала редуктора

7 Расчет ведущего вала-червяка

8 Подбор подшипников

9 Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

10 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

11 Определение конструктивных размеров червячной передачи

12 Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

13 Определение конструктивных размеров крышек подшипников

14 Выбор масла, смазочных устройств

15 Выбор стандартных изделий

1 Введение

Тяговым органом заданного привода является цепная передача В цепных передачах (см. рис.1) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим и ведомым звеньями (звездочками).

Рис. 1 Схема цепной передачи с червячным редуктором В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек. По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.

Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , однои двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода конвейера приведена на рис. 2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к валу ведомой звездочки 4 цепного конвейера посредством клиноременной передачи и червячного редуктора с нижним расположением червяка 2.

Рис. 2 Кинематическая схема привода конвейера.

2 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

— мощность на ведомой звездочке Р₄=3,5 кВт;

— число оборотов на ведомой звездочке п₄=35 об/мин;

— работа двухсменная;

— нагрузка спокойная нереверсивная.

Определяем общий КПД привода по схеме привода з_общ=з₁ з₂ з₃ з₀ (2.1)

где [1, с. 5, табл.1.1]: з₁=0,97- КПД ременной передачи;

з₂=0,72 — КПД закрытой червячной передачи с однозаходним червяком;

з₃=0,95 — КПД цепной передачи;

з₀=0,99²— коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

з_общ.=0,97*0,72*0,95*0,99²=0,65

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Р_тр=Р₄/з_общ. (2.2)

где Р_тр — требуемая мощность двигателя:

Р_тр=3,5/0,65=5,38кВт Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1, П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

Р_дв.=5,5кВт;

n_с=1500об/мин;

S=3,7%

d_дв.=32мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

n_ном=n_c· (1-S);

n_ном=1500· (1−0,037);

n_ном=1444,5 об/мин Определяем общее передаточное число привода

U=n_ном./n₄=1444,5/35=41,3

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ.=U₁· U₂· U₃; (2.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]: U₁=2; U₂=10;

Тогда

U₃= U_общ./(U₁· U₂);

U₃=2,06, что входит в рекомендуемые пределы Принимаем U₃=2.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

U_общ.=2*10*2=40

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4

Угловые скорости определяем по формуле щ=рn/30 (2.4)

По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя щ_дв=рn_дв/30=р*1444,5/30=151,3рад/с;

По схеме привода (рис.2) и формуле (2.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₂= n_дв/U₁=1444,5/2=722,3об/мин;

щ₂=рn₂/30=р*722,3/30=75,6 рад/с;

n₃= n₂/U₂=722,3/10=72,2 об/мин;

щ₃=рn₃/30=р*72,2/30=7,6 рад/с;

n₄= n₃/U₃=72,2/2=36,1 об/мин;

щ₄=рn₄/30= р*36,1/30=3,8 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода Р₂=Р_дв з₁=5,5*0,97=5,335 кВт;

Р₃=Р₂ з₂ з₀=5,335*0,72*0,99²=3,764 кВт;

Р₄=Р₃ з₃=5,124*0,95=3,576 кВт, что близко к заданному.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (2.5)

;

;

;

.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу меньшего шкива Р₁=Р_дв =5,5 кВт Вращающий момент на меньшем шкиве Т₁=36,35 Нм Передаточное число U=3

Частота вращения меньшего шкива n_дв=1444,5 об/мин Угловая скорость вращения меньшего шкива щ_дв=151,27 рад/с По мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем сечение «А» клинового ремня [3,табл.2.1]. Для наглядности, используя ГОСТ 1284.1−80 размеры ремня сводим в табл.2.

Таблица 2

Размеры клинового ремня

Определяем диаметр большего шкива

d₂=d₁хUх (1-е) (3.1)

где е=0,01 — относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.

Подставив значения в формулу (3.1) получим

d₂=125×2×0.99=247,5 мм Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

d₂=250мм Рассчитываем уточненное передаточное отношение:

U₁=d₂/d₁=250/125=2, т. е. оно не изменилось.

Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):

а_min=0,55Т₀=0,55(125+250)+8=206,25 мм а_max=(d₁+ d₂)= 125+250=375мм Принимаем а=300мм Вычисляем длину ремня:

Lр=2а+0,5р (d₁+ d₂)+ (d₁+ d₂)²/4а

Lр=2×300+0,5×3.14(125+250)+(125+250)²/1200=1306мм Принимаем из стандартного ряда Lр =1320мм. Ввиду очень близкого округления длины ремня нет необходимости пересчитывать межосевое расстояние.

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива б₁=180−57(d₂ -d₁)/а б₁=180−57(250−125)/300=156?

Рассчитываем скорость ремня

;

где [н]=25м/с — допускаемая скорость для клиновых ремней, м/с.

Находим необходимое для передачи число ремней:

(3.2)

где Р₀=2 кВт — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем «А» с диаметром меньшего шкива 125 мм и скоростью ремня 10м/с [3,табл.2.4];

С_L=0,95 — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [3,табл.2.5];

С_р=1,2 — коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменой работе) [3,табл.2.6];

С_б=0,93 — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

С_z=0,9 — коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (при z=4−6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:

ремня Проверим частоту пробегов ремня U_пр=н/L_р?[U_рек]

где [U_рек]=30c^-1 — рекомендованное значение частоты пробегов для клиноременной передачи.

U_пр=9,5/1,8=5,3с^-1.

Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

где С_l=1 — коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней:

F_t=Р₁х10³/н=5500/9,5=579Н.

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня Определяем силу давления ремня на вал

F_оп=2F_0*z _*sinб₁/2=2×110×4хsin78°=861Н Параметры клиноременной передачи заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры клиноременной передачи

4 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

— передаточное число U₃=2;

— вращающий момент на ведущей звездочке Т₃=495,3Нм;

— частота вращения ведущей звездочки n₃=72,2 об/мин:

— угловая скорость щ₃=7,6 рад/с.

Вычисляем число зубьев на ведущей и ведомой звездочке:

z₃=31−2U₃;

z₄= z₃хU₃;

z₃=31−2×2=27

z₄=27×2=54

Рассчитываем коэффициент эксплуатации [3,c.277]:

К_э=к_Д х к_а х к_Н х к_Р х к_СМ х к_П;

где к_Д =1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

к_а =1 — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (при а?(30…60)хt);

к_Н =1 — коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров (угол не превышает 60?);

к_Р =1,25 — при периодическом регулировании натяжения цепи;

к_СМ =1 — при капельной смазке;

к_П=1,25 — коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе.

К_э=1×1×1×1,25×1×1,25=1,56

Определяем шаг цепи:

где [p_н]=22МПа — допускаемое давление в шарнирах цепи (при частоте вращения ведущей звездочки до 300об/мин и шаге цепи 19,05);

й=2 — число рядов цепи типа ПР.

Принимаем р=25,4 мм, выбираем цепь 2ПР-25,4−11 400 [3,табл.3.1], параметры цепи заносим в табл.4. Обозначения параметров см. рис. 3.

Рис. 3 Рисунок роликовой цепи Таблица 4

Параметры приводной роликовой двухрядной цепи

Определяем скорость цепи:

;

.

Определяем окружную силу:

;

.

Определяем давление в шарнире:

;

;

Уточняем значение [р_Н] = 22 МПа [3,табл.3.3] и проверяем условие:

;

;

Условие выполнено, т. е. ;

Выполнив приведенные расчеты, мы исключили разрыв и быстрый износ выбранной цепи.

Определяем длину цепи в шагах:

;

;

где а=30хt= 30×25,4=762мм — оптимальное межосевое расстояние передачи, принятое из условия долговечности цепи.

Уточняем межосевое расстояние:

;

;

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на .

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

;

;

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

;

;

;

где d₁ = 15,88 мм; [см выше табл. 4].

Определяем силы, действующие на цепь:

Окружная сила:

От центробежных сил:

;

;

От провисания:

;

;

где k_f=1,5 — коэффициент, учитывающий расположение цепи, в данном случае принят для наклонной цепи, под углом 45.

Рассчитываем расчетную нагрузку на валы:

;

Проверяем коэффициент запаса прочности:

;

;

Условие выполняется, т. е. ;

где [s] = 8,4 — нормативный коэффициент запаса прочности, при выборе зависящий от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки [3,табл.3.4];

Параметры цепной передачи заносим в табл.5.

Таблица 5

Параметры цепной передачи

5 Расчет закрытой червячной передачи

5.1 Исходные данные

Передаточное отношение

Мощность на валу червяка Момент на червяке

Число оборотов червяка

Угловая скорость червяка

5.2 Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения м/с Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.

5.3 Предварительный расчет передачи

Принимаем допускаемое контактное напряжение [1,табл.5.4]: [у_н] = 173МПа.

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z₁ = 4.

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ x U = 4×10 = 40.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Определяем межосевое расстояние [1, c.61]

(5.1)

Вычисляем модуль

(5.2)

Принимаем по ГОСТ 2144–76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения m = 4, q = 10, а также Z₂ = 40 Z₁ = 4. Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z₂:

Принимаем aw = 100 мм.

5.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка Длина нарезной части шлифованного червяка [1]

Принимаем b₁=42мм Делительный угол подъема Y [1, табл. 4.3] при Z₁ = 4 и q =10; принимаем Y = 21 ?48'05″ h_a=m=4мм; h_f=1,2x m=4,8 мм; c=0,2x m=0,8 мм.

Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса Наибольший диаметр червячного колеса Ширина венца червячного колеса Принимаем b₂=32мм Окружная скорость червяка ;

колеса ;

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червяка По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =4 [1,табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

5.5 Проверочный расчет

Проверяем фактическое контактное напряжение МПа < [G_H] = 173МПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] Y_F = 2,19

Напряжение изгиба

Па = 16,2 МПа Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы:, гдекоэффициент долговечности, принимаем по его минимальному значению =0,543/1,с.67/;

Таким образом, =98*0,543=53,21МПа. Прочность обеспечена, т. к. < .

Определяем окружные F_t, осевые F_a и радиальные F_r силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:

Все вычисленные параметры заносим в табл.6.

Таблица 6

Параметры червячной передачи

6 Расчет ведомого вала редуктора

6.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

F_В3=490Н — нагрузка от цепи на вал под углом 45°;

Т₃=495,3Н;

d=160мм;

b=32мм.

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора.

Рис. 4 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

6.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45, для которой [1, табл.8.4] у_в = 890 Н/мм². Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

; ;

; Н/мм²;

; Н/мм².

6.3 Определение размеров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под ступицей звездочки из расчёта на чистое кручение

(6.1)

где [ф_к]=(20…30)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=25Мпа.

Диаметр выходного конца Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d₁ =50мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5)

Рис. 5 Приближенная конструкция ведомого вала Диаметры подшипниковых шеек d₂ =d₁+2t=50+2×2,8=55,6 мм Принимаем d₂ =60мм Диаметр под ступицу червячного колеса d₃= d₂ +3,2r=60+3,2×3=69,6 мм Принимаем d₃ =71мм Диаметр буртика

d₅= d₃ +3,2r=71+9,6=80мм

l₁ =(1,0…1,5)d₁ =1,2×50=60мм

l₂?1,25d₂ =1,25×60=75мм

l₃ =(0,8.1)хd_am=170мм Предварительно выбираем подшипник 7512 ГОСТ 333–79 с внутренним диаметром 60 мм, наружным 110 мм, шириной 20 мм. l₄ =22мм.

6.4 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением

Для построения эпюр с учетом рис. 5 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.6).

a=b=l₃/2=85мм;

с=l₁/2+l₂-10=95мм;

d=160мм.

Рис. 6 Компоновочный эскиз вала Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Силу давления цепной передачи на вал F_В раскладываем на составляющие в осях х и у:

F_Вх= F_Вy= F_Вcos45°=346,5Н.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет: m_а=[Fad/2]: m_а=2615· 16 010^-3/2; m_а=209Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

— R_By· (a+b)+F_r·a+ m_а-F_Ву(a+b+c)=0

R_By=(-F_Ву(a+b+c)+F_r· а+ m_а)/ (a+b);

R_By= (-346,5· 0,265+2252·0,085+209)/ 0,17;

R_By==436,5Н

2m_Ву=0

R_Аy· (a+b)-F_r·bm_а+F_Ву(a+b+c)=0

R_Аy==(-F_Ву· c-+F_r·b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(-346,5· 0,095+2252·0,085+209)/ 0,17;

R_Аy =2162Н Проверка: F_Ку=0

R_Аy -F_r+ R_By -F_Ву =2162−2252+436,5−346,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у=-R_Аy· а;

М_2у=-2162· 0,085;

М_2у =-184Нм;

М_2'у= М_2у -m_а (справа);

М_2'у=-184−209;

М_2'у =-293Нм;

М_3у=F_Ву· с;

М_3у=346,5· 0,095=33Нм;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.7)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

— F_Вх· (a+b+с)-R_Вх·(a+b)+ F_t· a=0;

— 346,5· (0,085+0,085+0,095)-R_Вх·(0,085+0,085)+6196·0,085=0;

R_Вх=434,8/0,17; R_Вх=2558Н

2m_Вх=0;

R_Ах· (a+b)-F_t·b-F_Вх·с= 0;

R_Ах=(61 910,085+346,50,095)/0,17;

R_Ах=3286,5Н Проверка m_Кх=0;

R_Ах— F_t +F_Вх+R_Вх=2558−6191+346,5−3286,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0; М_2х= -R_Ах· а;

М_2х=-3286,5· 0,085;

М_2х=-279Нм; М_3х=-F_Вх · с;

М_3х=-346,5· 0,095;

М_3х=-33Нм, М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т_I-I=0; Т_II-II=T₁=F_t· d/2;

Т_II-II=619 116 010^-3/2; Т_II-II=495Нм.

Рис. 7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.

6.5 Расчет коэффициента запаса прочности

В соответствии с рис. 7 наиболее опасным является сечение 2−2, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки червячного колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М_2'у=293Нм;

М_2х=279Нм;

Т₂₋₂=495Нм;

d=71мм;

в=20мм — ширина шпонки,

t=7,5мм — глубина шпоночного паза.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому циклу.

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм.

Определяем напряжения изгиба:

у_и=М_и/W;

где W — момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм³

у_и=404 000/30880=13Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна: у_а= у_и =95Н/мм².

Определяем напряжения кручения: ф_к=Т₂₋₂/W_к; где W_к — момент сопротивлению крученю. По [1,табл.22.1]:

мм³

ф_к=495 000/65025=7,6Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

ф_а= ф_к /2=7,6/2=3,8 Н/мм².

Согласно примечанию к табл. 0.2 в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 (интерполируя) К_у/К_н=3,9; К_ф/К_d=2,8. По табл. 0.3…0.4 [3]: К_F=1,0 — для шлифованной посадочной поверхности; К_н=1,0 — поверхность вала не упрочняется. Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

(К_у)_D=(К_у/К_н+ К_F-1)/ К_н=(3,9+1−1)/1=3,9;

(К_ф)_D=(К_ф/К_н+ К_F-1)/ К_н=(2,8+1−1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

(у_-1)_D=у_-1/(К_у)_D=383/3,9=98,2 Н/мм²;

(ф_-1)_D=ф_-1/(К_ф)_D=222/2,8=79,3 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности:

s_у=(у_-1)_D/ у_а=98,2/13=7,5;

s_ф=(ф_-1)_D/ ф_а=79,3/3,8=20,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3−3 обеспечивается.

7 Расчет ведущего вала редуктора-червяка

7.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

Н;

Т₂=116,3Н;

d=83,33 мм;

b=40мм.

Схема усилий приведена на рис. 4.

7.2 Определение диаметров вала

Ведущий вал — червяк (см. рис.8)

Рис. 8 Эскиз червяка Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):

По ГОСТ принимаем d₁ =25мм Диаметры подшипниковых шеек d₂ =d₁+2t=25+2×2,2=29,9 мм Принимаем d₂ =30мм d₃?d_f1=47,88

Принимаем d₃ =40мм

l₁ =(1,2…1,5)d₁ =1,4×25=35мм

l₂?1,5d₂ =1,5×30=45мм

l₃ =(0,8…1)хd_am=170мм

l₄ — определим после выбора подшипника

7.3 Эскизная компоновка ведущего вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии по мм подшипник № 36 307, у которого D_п=80мм; В_п=21мм [1,c.394, табл. П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.6).

Принимаем

l_ст=b+10мм — длина ступицы колеса:

l_ст=40+10=50мм;

(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца ступицы шкива.

Принимаем 40 мм. l_ш=60мм — длина ступицы шкива.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=21/2+10+10+50/2;

а=b=55,5 мм Принимаем а=b=55мм.

с= Вп/2+40+l_ш/2;

с=21/2+40+60/2;

с=80,5 мм Принимаем с=80мм.

L=Вп/2+a+b+c+ l_зв/2;

L=21/2+55+55+80+60/2;

L=230,5 мм;

Принимаем L=235мм.

7.4 Расчет ведущего вала на изгиб с кручением

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Fad/2]:

m_а=6191· 4010^-3/2;

m_а?124Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

R_By· (a+b)-F_r·am_а=0

R_By=(F_r· а+ m_а)/ (a+b);

R_By= (2252· 0,055+124)/ 0,11;

R_By==2253Н

2m_Ву=0

R_Аy· (a+b)+F_r·bm_а=0

R_Аy==(-F_r· b m_а)/ (a+b);

R_Аy =(2252· 0,055+124)/ 0,11;

R_Аy =1Н Проверка: F_Ку=0

R_Аy— F_r — R_By=1−2252+2253=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= -R_Аy· а;

М_2у=-1· 0,055;

М_2у =-0,05Нм;

М_2'у= М_2у— m_а(справа);

М_2'у=-0,05−124;

М_2'у =-124Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.9)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х) Рис. 8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала.

1m_Ах=0;

— F_Оп· (a+b+с)-R_Вх·(a+b)+F_t·a=0;

— 861· (0,055+0,055+0,08)+R_Вх·(0,055+0,055)-2615·0,055=0;

R_Вх=307,4/0,11;

R_Вх2795Н

2m_Вх=0;

R_Ах· (a+b)-F_t·b-F_оп·с= 0;

R_Ах=(26 150,055+8610,08)/0,11;

R_Ах1934Н Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах· а;

М_2х=-1934· 0,055;

М_2х=106Нм;

М_3х= F_Оп · с;

М_3х=861· 0,08;

М_3х=69Нм М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t· d/2;

Т_II-II=26 154 010^-3/2;

Т_II-II=52Нм.

Так как значения изгибающих и крутящих моментов значительно меньше, чем у ведомого вала расчет вала на прочность не проводим.

8 Подбор подшипников

8.1 Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n₂=722мин^-1;

d_п3=30мм;

R_Аy=1Н;

R_Ах=1934Н;

R_By=2252Н;

R_Вх=2791Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 — это опора, А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис.9).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

D_n2=72мм;

В_n2=21мм;

С₀=40кН — статическая грузоподъемность;

С=29,9кН — динамическая грузоподъемность е=0,34 — коэффициент осевого нагружения;

У=1,78 — коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл. П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

;

где V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис. 9 Схема нагружения вала-червяка Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83eF_r [1,c.216]

S₁=0,830,343 587;

S₁=1012Н;

S₂=0,830,341 934;

S₂=546Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=1012Н;

F_aII=546+1012;

F_aII=1558Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(ХVF_r2+УF_aII)KK_ф;

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100? С) [1,c.214, табл.9.20];

F_э2=(0,411 934+1,781 558)1,51; F_э2=5146Н?5,2кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода 3 года при двухсменной работе L_hmin=260×8×2×3=12 500ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n₂=72,2мин^-1;

d_п3=60мм;

R_Аy=2162Н;

R_Ах=3286Н;

R_By=436Н;

R_Вх=2558Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)

;

Здесь подшипник 2 — это опора, А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис.10).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

D_n2=110мм;

В_n2=30мм;

С₀=94кН — статическая грузоподъемность;

С=75кН — динамическая грузоподъемность е=0,392 — коэффициент осевого нагружения;

У=1,528 — коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл. П7].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения

>е где V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4. Подшипники устанавливаем враспор.

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83eF_r [1,c.216]

S₁=0,830,3 922 595; S₁=844Н;

S₂=0,830,3 923 933; S₂=1280Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=844Н;

F_aII=844+1280;

F_aII=2124Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(ХVF_r2+УF_aII)KK_ф;

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100? С) [1,c.214, табл.9.20];

F_э2=(0,413 933+1,782 124)1,51;

F_э2=8030Н=8,03кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=12 500ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.

9. Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по.

Рис. 10 Сечение вала по шпонке Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78 bxh=8×7 мм² при t=4мм (рис.10).

При длине ступицы шкива l_ш=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(9.1)

где Т — передаваемый момент, Нмм; Т_II=70 570Нмм

l_р — рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b, мм;

[]_см — допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из ст. 3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

10. Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т₃=232Нм=495 300Нмм.

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм² при t=5,5 мм.

При l₁=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (9.1).

Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20×12 мм² при t=7,5 мм.

При l₁=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]_см=70…100 МПа) и Т₂=748 Нмм:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.6.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

11. Определение конструктивных размеров червячной передачи

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

d_ст=1,55d;

d_ст=1,55×71=110мм Учитывая, что диаметр впадин d_f=150,4 мм конструкцию червячного колеса принимаем биметаллической, т. е. колесо без обода из серого чугуна, а венец — из бронзы БрА9Ж3Л. Определяем конструктивные размеры частей (см. рис.11).

Рис. 11 Конструктивные размеры червячного колеса d=(0,4…0,5)b=0,5×32=16мм, h=(0,3…0,4)d=5мм Размеры фасок венца и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров.

f_о=2,5 мм (для d=110…164мм), f_ст=2,0 мм (для d=71мм) Принимаем б=45?, г=0°

12. Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора

По рассчитанным и выбранным размерам строим компоновочную схему редуктора (рис.12) и определяем основные размеры корпуса.

Производим тепловой расчет, суть которого сводится к тому, чтобы температура масла в картере редуктора не превышала допускаемого значения [t _м]=80…90?С.

t_м=t_в+Р₁(1-з)/(К_tА)? [t _м] (12.1)

где t_в — температура воздуха вне корпуса, °С; в цеховых условиях t _м=20?С;

Р₁=5335 — мощность на червяке, Вт;

з=0,85 — КПД редуктора с 4-хзаходним червяком;

К_t — коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения. Для чугунных корпусов принимают К_t =8.. .17 Вт/(м²? ?С);

А — площадь поверхности охлаждения редуктора.

Для облегчения определения площади поверхности редуктора компоновочный чертеж упрощаем до формы параллепипеда с размерами 300×250×100мм. Тогда А=2×0,3×0,25+2×0,25×0,1+2×0,3×0,1=0,26 м²

Подставив данные в формулу (12.1) получим

t_м=20+5335(1−0,85)/(10×0,26)=50,8?С? [t _м]

Рис. 12 Конструкция корпуса редуктора

13. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

Конструкцию крышек подшипников принимаем привертную (рис.13).

Рис. 13 Конструкция крышек подшипников Определяем основные размеры крышек подшипников и заносим результаты в табл.8.

Таблица 8

Основные размеры крышек подшипников

Остальные размеры определяем конструктивно при построении чертежа.

14. Выбор системы и вида смазки

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 2,38 м/с. Контактные напряжения _Н = 510 Н/мм². По таблице 10.29 из выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.14):

Рис. 14 Схема определения уровня масла в редукторе: h_м = (0,1…0,5)d₁ = 0,2540 = 10 мм; h_{м min} = 2,2m = 4 мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны V = 0.65P_II = 0.653,65 = 2.37 л.

Контроль уровня масла производится через круглый прозрачный маслоуказатель, для чего в корпусе в зоне верхнего и нижнего уровней смазки делаются отверстия. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку, в которую закручивается пробка-отдушина.

И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

15. Выбор стандартных изделий

Выбор подшипников, манжет и шпонок произведен ранее.

В качестве стяжных винтов выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11 738–84 с резьбой М10 и длинами 18 мм. Для крепления крышек подшипников выбираем винты с внутренним шестигранником по ГОСТ 11 738–84 с резьбой М8 и длинами 16 мм. Под винты устанавливаем пружинные шайбы по ГОСТ 6402–70. М6×10 ГОСТ 1491–80 — 4шт. Для крепления маслоуказателя выбираем винты М4×8 ГОСТ 1491–80 — 4шт. Для фиксации крышки и основания корпуса выбираем 2 штифта 5×32 ГОСТ 3129–70.

1. Дунаев П. Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

2. Скойбеда А. Т., Кузьмин А. В., Макейчик Н. Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

3. Куклин Н. Г., Куклина Г. С., Детали машин, учебник для техникумов. М.: Высшая школа, 1987.

4. Курмаз А. В., Скойбеда А. Т., Детали машин, проектирование, учебное пособие Минск: УП «Технопринт», 2001.