| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфтОкружная сила в зацеплении: Радиальная сила в зацеплении: Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H где α = 20º - стандартный угол. Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1 Таблица 3.4.1
Тихоходная ступень: Окружная сила в зацеплении: Радиальная сила в зацеплении: Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H где α = 20º - стандартный угол. Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2 Таблица 3.4.2
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочностьБыстроходная ступень: ZБ=9600 МПа1/2 Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена. Тихоходная ступень: ZБ=9600 МПа1/2 Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена. 3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочностьБыстроходная ступень: Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса: σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2 где YFS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба; Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев; Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8) Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни: σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] F1 Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена. Тихоходная ступень: Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса: σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2 где YFS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба; Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев; Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8) Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни: σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] F1 Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена. Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1 Таблица 3.6.1
4. Предварительный расчёт валов4.1 Выбор материала и допускаемых напряженийДля шестерни ранее принят материал - сталь 40Х. Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х. Механические характеристики улучшенной стали 40Х Предел прочности σв = 800 МПа. Предел текучести σТ = 640 МПа. Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа. 4.2 Предварительный расчёт быстроходного валаДиаметр выходного конца вала: принимаем стандартное значение d = 40 мм. Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник: dn=d+2tкон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм где tкон = 2,3 мм, принимаем стандартное значение dn = 45 мм. Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника: dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм где r = 2,5 мм Принимаем dбп = 53 мм. Длина выходного участка вала: lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм принимаем lm= 60 мм. Длина участка вала под подшипник: lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм принимаем lk=65 мм. Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора. 4.3 Предварительный расчёт промежуточного валаДиаметр вала под колесо: принимаем стандартное значение dК = 60 мм. Диаметр буртика колеса: dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66 мм Диаметр вала под подшипник: dn = dк+3r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм принимаем стандартное значение dп= 50 мм. Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника: dбп = dп+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм 4.4 Предварительный расчёт тихоходного валаДиаметр выходного конца вала: Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник: dn = d + 2 · tкон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм где tкон = 2,5 мм. принимаем стандартное значение dn = 75 мм. Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника: dбп = dп+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм где r = 3,5 мм. принимаем dбп = 86 мм. Диаметр участка вала под колесо: dk=dбп = 86 мм Диаметр буртика колеса: dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм где f =2,5 мм. принимаем dбк= 95 мм. Длина выходного участка вала: lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм принимаем lм = 105 мм. Длина участка вала под подшипник: lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм принимаем lk = 120 мм. Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора. Расстояние между деталями передач Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса: Принимаем а = 12 мм; Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес: Расстояние между торцовыми поверхностями колес: Принимаем 6 мм; где L ≈ 670 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора. 5. Выбор муфтМуфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки. Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93. Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250 Частота вращения, об/мин, не более = 4600 Смещение валов, не более: радиальное = 0,3 угловое = 1°00¢ Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93. Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 4000 Частота вращения, об/мин, не более = 1800 Смещение валов, не более: радиальное = 0,5 угловое = 0°30¢ 6. Выбор подшипников6.1. Выбор типа и типоразмера подшипникаДля всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных нагрузок. Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315. 6.2. Выбор схемы установки подшипниковУстановка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек. Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок. Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм. 6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорахДля составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора. Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат. Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX. Где l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3 = 154 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора. В связи с возможной неточностью установки валов (перекос, несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила: Fм = Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек А и Б т. А в плоскости YOZ в плоскости XOZ т. Б в плоскости YOZ в плоскости XOZ Из суммы моментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры А получим: Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Б получим: Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры А получим: Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Б получим: Суммарные реакции опор: Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала. 6.3.2 Проверка долговечности подшипниковНа тихоходный вал принят подшипник №315. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность Сr = 89000 Н, статическая грузоподъёмность Соr = 72000 Н. Проверка на статическую грузоподъемность: Расчет подшипника на заданный ресурс: Эквивалентная нагрузка на подшипник: Рr= (XVR +YFa) KбKm Так как нагрузка Fa = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0 V = l - коэффициент учитывающий вращение колец; Кб = 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице; Кт = 1 - температурный коэффициент. Рr= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H Расчётная долговечность подшипника в часах: где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|