Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте. Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи инженера-конструктора. В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики. Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты. Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.

Дано:

. Окружная сила на барабане

привода ленточного конвейера:       Fраб = 7.5 кН

. Скорость движения ленты:            Vраб = 0,5 м/с

. Диаметр барабана:                          D б = 300 мм

. Длина барабана:                    В б = 500 мм

Срок службы 5 лет

Кг = 0,7

Кс = 0,5

График загрузки

. Потребляемая мощность привода.

Рвых = Fраб × Vраб = 7,5 кН × 0,5 м/с =3,75 кВт

. Общий КПД привода:          hо =hрем × hред × hв= 0,95 × 0,962 × 0.99=0,86

Принимаем hрем = 0,95; hред=0,96; hв=0.99    

3. Потребная мощность электродвигателя:

Принимаем Рэ.потр. = 4 кВт

. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]):

двигатель 4А112МВ6У3

Р = 4 кВт;

nс = 1000 об/мин;

S = 5,1%

. Определение частоты вращения барабана транспортера:

. Определение и разбивка общего передаточного отношения:

И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458 Ирем. = 2 Иред. = И / Ирем = 30,458 / 2 = 15,23; Ит=3,15; Иб=5,6

7. Определение частоты вращения валов привода:

n1 = 970 об/мин

. Определение крутящих моментов:

9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:

. Время работы: tS = L × 365 × Кг × 24 × Кс = 5 × 365 × 0,7 × 24 × 0,5 = 15330 ч.

. Расчет клиноременной передачи:

По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7 [1].

Ртр = 4 кВт n1 = 970 об/мин

n2 = 485 об/мин Т1 = 40 Н × м

Т2 = 79 Н × м

) Вращающий момент:

) Диаметр меньшего шкива:

Примем d1 = 125 мм. ( по ГОСТ 17383-73)

) Диаметр большего шкива:

d2 = d1 × Ирем × (1-e) = 125 × 2 × (1-0,01)= 247.5 мм

Примем d2 = 250 мм. (по ГОСТ 17383-73)

) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а min = 0,55 × (d1 + d2) + Т0 = 0,55 × (125 + 250) + 8 = 214,25 мм

а max = d1 + d2 = 125 + 250 = 375 мм

) Длина ремня:

Принимаем: Lр = 1400 мм.

) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d1 + d2) = 0,5 × 3,14 × (125 + 250) = 588,75 мм

у = (d2 - d1)2 = (250 -125)2 = 15625 мм2

Принимаем а = 400 мм.

) Угол обхвата:

) Число ремней:

Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

Сz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90         

Сa - коэффициент угла обхвата = 0,95

) Натяжение одной ветви ремня:

,

где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

11) Сила, действующая на вал:

) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра. d1=250 мм, d2= d1Ирем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.

Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:

,

т.е. составляет Н= 282 64=18048

) Уточняем передаточное отношение:

) Межосевое расстояние:

а min = 0,55 × (d1 + d2) + Т0 = 0,55 × (250 + 500) + 8 = 420,5 мм

а max = d1 + d2 = 250 + 500 = 750 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: Lр = 2500 мм 7) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d1 + d2) = 0,5 × 3,14 × (250 + 500) = 1177,5 мм

у = (d2 - d1)2 = (500 -250)2 = 62500 мм2

Принимаем а = 650 мм

) Угол обхвата:

) Число ремней:

Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

Сz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90         

Сa - коэффициент угла обхвата = 0,95

) Натяжение одной ветви ремня:

,

где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

) Сила, действующая на вал:

) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Приняли 4 ремня.

Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80 , Шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V £ 30 м/с (V = 9м/c). Dнаруж. = dp + 2 h0 Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.

Параметры шкивов (стр.286, [3]):

dp = 250

dp = 500     lp = 11,0

lp = 11,0     h0 = 3,3= 3,3        h = 8,7= 8,7          е = 15,0

е = 15,0       f = 10,0= 10,0       a = 38°

a = 38°       r = 1 мм

r = 1 мм

Ширина шкива (стр. 287, [3]):

Вш = (z - 1) × e + 2 × f = 3 × 15 + 2 × 10,0 = 65 мм

Толщина обода:

dчуг. = (1,1…1,3) × h = 9,57 ¸ 11,31 » 10 мм

Толщина диска:

С = (1,2…1,3) × d = 9,6 ¸ 10,4 = 10 мм

Диаметр ступицы:

dст. = (1,8…2) × d, где   d - диаметр вала.

dст.1 = 2 × 28 = 56 мм

dст.2 = 2 × 32 = 64 мм

Длина ступицы:

lст. = (1,5…2) * d,

lст.1 = (1,5…2) × d = 42…112 мм

lст.1 = 110 мм lст.2 = (1,5…2) × d = 96…128 мм 

lст.1 = 110 мм

Число спиц для шкивов с D ³ 350 мм

z = 4

Ширина спицы

,

где     Т - передаваемый шкивом крутящий момент:

           [s]

Толщина спицы а = (0,4…0,5) × h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм.

Для эллиптического сечения а1 = 0,8 × а = 0,8 × 4 = 3,6 h1 = 0,8 × h = 0,8 × 8,7 = 6,96

Меньший шкив

Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75

l = 90 L = 50 Вш = 65 мм

Dнаруж. = 256,6 мм

Большой шкив

Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75 l = 90         L = 50 Вш = 65 мм Dнаруж. = 566,6 мм

Расчет на контактную выносливость.

Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость рекомендуемые сочетания твердостей зубьев шестерня зубчатое колесо HB 320 HB 250 HRC 46 HB 290 HRC 62 HRC 45

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 518.1818237304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 818.9077758789062

Допускаемые контактные напряжения для колеса В МПА 590.9091186523438

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 634.4176025390625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 1385.371948242188

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 973.8224487304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 1061.637451171875

Тихоходная ступень редуктора

Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 250 мм модуль нормальный mn= 4 мм число зубьев шестерни z1= 29 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм ширина венца шестерни b1= 84.75 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mм угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h

Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 200 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 30 число зубьев колеса z2= 94 делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм ширина венца шестерни b1= 69 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mм угол наклона зубьев b3= .2172214984893799 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 9135.5029296875 h распорная сила в зацеплении fr= 3325.322998046875 h осевая сила в зацеплении fa= 2016.240112304688 h

Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 27 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 13111.583984375 h распорная сила в зацеплении fr= 4772.61669921875 h осевая сила в зацеплении fa= 2511.61962890625 h

Быстроходная ступень

Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 180 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 95 делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 2888.81396484375 h распорная сила в зацеплении fr= 1051.5283203125 h осевая сила в зацеплении fa= 586.598388671875 h

Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 3726.3134765625 h распорная сила в зацеплении fr= 1356.378051757812 h осевая сила в зацеплении fa= 713.8025512695312 h

Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 100 мм модуль нормальный mn= 2 мм число зубьев шестерни z1= 15 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 30.61224365234375 мм диаметр выступов шестерни da1= 35.08283233642578 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3877563476562 мм диаметр выступов колеса da2= 172.9171752929688 мм ширина венца шестерни b1= 37.5 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= .1176470592617989 окружная сила в зацеплении ft= 5207.6962890625 h распорная сила в зацеплении fr= 1895.601440429688 h осевая сила в зацеплении fa= 1057.46728515625 h

Диаметры валов (стр.43 [3])

а) тихоходный вал

Принимаем 68 мм

Принимаем 78мм

Принимаем 88 мм dв ³ dn

б) промежуточный вал

Принимаем 55 мм

Принимаем 45 мм

Принимаем 63 мм

Принимаем 55 мм dк ³ dn; dБП £ dк

в) быстроходный вал

Принимаем 30 мм

dп = 38 мм

Принимаем 42 мм.

Проектировочный расчет валов.

а) быстроходный вал

MxA = -Ft1 × в + хB × (в + с) = 0, хB = (Ft1 × в) / (в + с) = (2794,69 × 215) / (215 + 77) = 2057,73Н

xA - Ft1 + xв = 0

хА = Ft1 - xв = 2794,69 - 2057,73 = 736,96 Н

МА = (Fa1 × d) / 2 = (535,34 × 0,048) / 2 = 12,85 Н×м

MyA = МА - Ft1 × в + Ув × (в + с) - SA = 0

где SA = 456 Н= (Fr1 × в - МА + SA) / (в + c)] = (1017,27 × 0,215 - 12,85 + 456) / 0,292 = 750,5 Н

УА - Fr1 + Ув + SA = 0

УА = Fr1 - Ув - SA = 1017,27 - 750,5 - 456 = -189,23 Н

I уч. 0 £ х1 £ а

MUx1 = 0

MUy1 - SА × х1 = 0

MUx1 = S × x1 = 456 × 0  = 0  456 × 0,247 = 112,63 Н×м

II уч. 0 £ х2 £ в

MUx2 - xa × x2 = 0

MUx2 = xa × x2 = 736,96 × 0 = 0 736,96 × 0,215 = 158,39 Н×м

MUy2 - yА × x2 - SА × (а + х2) = 0

MUy2 = -189,23 × 0 + 456 × (0,247 + 0) = 112,63 Н×м -189,23 * 0,215 + 456 * (0,247 + 0,215) = 169,98Н*м

III уч. 0 £ х3 £ c

MUx3 + xB × x3 = 0

MUx3 = 2057,73 × 0 = 0 2057,73 × 0,077 = 158,45 Н×м

MUy3 + yB × x3 = 0

MUy3 = 750,5 × 0 = 0 750,5 × 0,077 = 57,79 Н×м

б) промежуточный вал.

MxA = -хB × (а + в + с) - Ft2 × (a + в) - Ft3 × a = 0

хB = - (Ft2 × (a + в) + Ft3 × a) / (а + в + с) =

= - (7604,2 × 0,219 + 2794,69 × 0,1) / 0,3 = - 6482,78 Н

хА + Ft3 + Ft2 + хв = 0

хА = -Ft3 - Ft2 - хв = -7604,2 - 2767,93 + 6482,78 = -3889,35 Н

МА2 = (Fa2 × d) / 2 = (535,34 × 0,241) / 2 = 64,5 Н*м

МА3 = (Fa3 × d) / 2 = (1544,1 × 0,093) / 2 = 71,8 Н*м

MyA = МА2 + МА3 + yB (а + в + c) - Fr3 × a + Fr2 × (а + в) = 0

yB = (Fr3 × a - Fr2 × (а + в) - М3 - М2) / (а + в + c) = = (1017,27 × 0,1 - 2767,93 × 0,219 - 64,5 - 71,8) / 0,3 = -640,75 Н

уА - Fr3 + Fr2 + Ув = 0

уА = Fr3 - Fr2 - Ув = 2767,93 - 1017,27 + 640,75 = 2391,41 Н

I уч. 0 £ х1 £ а

MUx1 - xa × x1 = 0

MUx1 = xa × x1 =-3889,35 × 0    = 0  -3889,35 × 0,1 = -388,94- yA × x1 = 01 = yA × x1 = 2391,41 × 0   = 0  2391,41 × 0,1 = 239,14

II уч. 0 £ х2 £ в

MUx2 - xА (а × x2) - Ft3 × x2 = 0

MUx2 =-3889,35 × (0,1 + 0) + 7604,2 × 0 = -388,94

,35 × (0,1+ 0,119) +7604,2 × 0,119 =53,13

MUy2 - yА (а × x2) + Fr3 × х2 + М3 = 0

MUy2 = 2391,41 × (0,1 + 0) - 2767,93 × 0 - 71,8 =167,34

,41 × (0,1 + 0,119) - 2767,93 × 0,119 - 71,8 = 122,54

III уч. 0 £ х3 £ c

MUx3 + xB × x3 = 0

MUx3 = -6482,78 × 0 = 0 -6482,78 × 0,081 = -525,1

MUy3 + yB × x3 = 0=-640,75 × 0 = 0 -640,75 × 0,081 = -51,9

  3406,63 × 0,059 = 200,99

II уч. 0 £ х2 £ в

MUx2 - xА (а × x2) - Ft3 × x2 = 0

MUx2 = -8576,1 × (0,059 + 0) + 11041,94 × 0 = -505,99 -8576,1 × (0,059 + 0,0585) + 11041,94 × 0,0585 = -361,74

MUy2 - yА (а × x2) + Fr3 × х2 + М3 = 0

MUy2 = 3406,63 × (0,059 + 0) - 4019,26 × 0 - 118,19 = 82,8

,63 × (0,059 + 0,0585) - 4019,26 × 0,0585 - 118,19 = 46,96

III уч. 0 £ х3 £ c

MUx3 + xB × x3 = 0

MUx3 = -7307,8 × 0 = 0 -7307,8 × 0,0495 = -361,74

MUy3 + yB × x3 = 0= -1149,84 × 0 = 0 -1149,84 × 0,0495 = -56,9

в) тихоходный вал

MxA = хB × (а + в) - Ft4 × a = 0

хB = (Ft4 × a) / (а + в) = (7604,2× 0,11) / 0,33 = 2534,73 Н

хА - Ft4 + хв = 0

ха = Ft4 - хв =7604,2 - 2534,73 = 5069,47 Н

МА4 = (FA4 × d) / 2 = (1544,1× 0,2795) / 2 = 215,79 Н*м

MyA = yB × (а + в) + Fr4 × а + МА4 = 0= - (Fr4 × а + МА4) / (а + в) = - (2767,93× 0,11 +215,79) / 0,33 = -1576,55 Н

yA + Fr4 + ув = 0

уА = -Fr4 - ув = -2767,93+1576,55 = -1191,38 Н

I уч. 0 £ х1 £ а

MUx1 - xa × x1 = 0= xa × x1 = 5069,47 × 0  = 0 5069,47 × 0,11   = 557,64- yA × x1 = 0= yA × x1 = -1191,38 × 0   = 0 -1191,38 × 0,11 = -131,05 уч. 0 £ х2 £ в

MUx2 = xв × x2 =

= 2534,73 × 0         = 0 2534,73 × 0,21 = 532,29= yв × x2 =

= -1576,55 × 0        = 0 -1576,55 × 0,21 = -331,09

Проверка валов на прочность.

а) быстроходный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

sв = 870 МПа

sт = 640 МПа

s-1 = 370 МПа

fs = 0,1

t = 380 МПа

t-1 = 220 МПа

ft = 0,05    

Опасным сечение является то сечение, где действует Миmax.

Миmax = 232,34 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

es и et - масштабные факторы:

es =0,79

et = 0,675 (табл. 11.6 [4])

Кs и Кt - коэф. концентрации:

Кs = 2

Кt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

sа = s

sm = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 18760 мм3;

Wp = 40000 мм3;

в ´ h 18 ´ 11 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

б) промежуточный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 45.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

sв = 870 МПа

sт = 640 МПа

s-1 = 370 МПа

fs = 0,1

t = 380 МПа

t-1 = 220 МПа

ft = 0,05    

Миmax = 534,43 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

es и et - масштабные факторы:

es =0,805

et = 0,69 (табл. 11.6 [4])

Кs и Кt - коэф. концентрации:

Кs = 2

Кt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

sа = s

sm = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 14510 мм3; Wp =30800 мм3;

в ´ h 16 ´ 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

в) тихоходный вал:

Запас прочности должен составлять ³ 2,5…3.

Выберем Ст. 40Х.

По табл. 14.2 стр. 426 [4]:

НВ 270

sв = 880 МПа

sт = 740 МПа

s-1 = 400 МПа

fs = 0,1

t = 440 МПа

t-1 = 230 МПа

ft = 0,05    

Опасным сечение является то сечение, где действует Миmax.

Миmax = 626,86 Н×м

b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz £ 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])

es и et - масштабные факторы:

es =0,72

et = 0,61 (табл. 11.6 [4])

Кs и Кt - коэф. концентрации:

Кs = 2

Кt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])

Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])

sа = s

sm = 0

Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.

W0 = 64698,75 мм3; Wp = 137598,75 мм3;

в ´ h 25 ´ 14 (шпонка),

тогда

Считаем коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

Прочность обеспечена.

Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные.

а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75.

б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 - 75.

Проверка выбора подшипников

а) подшипник 307

d =35 мм;

D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; Сr = 33,2кН; С0r = 18 кН хА = 736,96 Н;уА = -189,23 Н;

хв = 2057,73 Н;

ув = 750,5 Н.

FA = 535,34 Н n = 485 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х ×V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,

где     Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 2185,72 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 2995,21 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,

где     Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 773,99 + 1,71 × 535,34) × 1 × 1,4 = 1888,4 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала.

б) подшипник 309

d = 45 мм;

D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 кН; С0 = 30 кН хА = -3889,35 Н;

уА = 2391,41Н;

хв = -6482,78 Н;

ув = -640,75 Н.

FA = Fa3 - Fa2 = 1544,1 - 535,34 = 1008,76 Н

n = 86,61 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = Fr1 × V × Кб × Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 7559,99 × 1 × 1 × 1,4 = 10583,986

Определим номинальную долговечность (ресурс):

,

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.

привод шкив редуктор подшипник

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = Fr1 × V × Кб × Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = 2475,76× 1,4 × 1 × 1 = 3466,06 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

в) подшипник 315

d = 75 мм;

D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 кН; С0 = 72,5 кН хА = 5069,47 Н;

уА = -1191,38 Н;

хв = 2534,73Н;

ув = -1576,55 Н.

FA = 1544,1Н

n = 27,6 об/мин

(табл. 9.18 [1])

для 1 опоры:

(табл. 9.18 [1]),

где V - коэффициент вращения = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 5667,84 + 1,71 ×1544,1) × 1,4 = 8140,16 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

для 2 опоры:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт,

Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)

Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])

P = (1 × 0,56 × 1976,08 + 1,71 × 1544,1) × 1,4 = 5245,82 H

Определим номинальную долговечность (ресурс):

Расчет муфты.

Тр = Тн × К,

где Тн - номинальный крутящий момент = 1385 Н×м

К - коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода

К = 1,5…2

Тр = 1385 × 1,5 = 2077,5Н×м

Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).

Определяем число пар трения:

, где

Dн - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;

Dв - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;

Dср - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;

[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;

f0 - коэффициент трения покоя;

Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов:

[р] = 0,25

f0 = 0,3

Сила сжатия пружины:

Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.

Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:

- число пружин

Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:

Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от  до , определяем  из подобия:

;

Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать  при зазоре между витками

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим:

Задавшись индексом пружины  и вычислив коэффициент:

 ,

находим диаметр проволоки:

Принимаем  

Определяем осадку пружины под действием силы F:

,

z - число рабочих витков пружины = 3

G - модуль сдвига = 8 × 104 МПа

Шаг пружины в свободном состоянии:

,

где sp - зазор = 0,1 × d = 1 мм

Полное число витков:

z1 = z + 1,5 = 3 + 1,5 = 4,5 мм

Высота пружины при полном ее сжатии:

Н3 = (z1 - 0,5) × d = (4,5 - 0,5) × 10 = 40 мм

Высота пружины в сводном состоянии:

Н0 = Н3 + z × (t - d) = 40 + 3 × (21 - 10) = 73 мм

Длина заготовки проволоки для пружины:

.

Расчет болтов

Рвых = Рэд × h0 = 4 × 0,86 = 3,44 кВт

Определение нагрузки, действующей на болт:

Fn = Fц × sin45 = 131,8× sin45 = 85,59 Нсд = Fц × cos45 = 131,8 × cos45 = 100,22 Н

Моп = Тзв + Fсд × 0,216 + Fсд × 0,122 = 943,73 Н

Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:

,

где

z = 6

f = 0,18

i = 1

Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:

F1max = F1мом + Fa1

Fa1 - осевая сила, действующая на один болт:

F1max = 15867,6 + 4488,5 = 20356,1 Н

Fз.нс = к × F1max × (1 - c) = 1,4 × 20356,1 × (1 - 0,2) = 22798,8 Н

c = 0,2

FSрасч = 1,4 × Fз.сд + F1max × c = 1,4 × 27436,23 + 20356,1 × 0,2 = 42481,9 Н [sр] = 116 МПа

Выбираем d = 20 мм

Список литературы

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988. - 416 с., ил.

2.       В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А.Ряховский Справочник по муфтам. Л., «Машинострое- ние» (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк.. 1990. - 399 с., ил.

.         Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. - 560 с., ил.

.         Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Машино- строение, 1979. -367 с., ил.