close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

/ Посмотреть

код для вставкиСкачать
5. РАСЧЁТ ВАЛОВ ПРИВОДА
Разработка конструкций валов приводов содержит в себе все
основные стадии проектирования: техническое предложение, эскизный
проект, технический проект.
В начале выполняется компоновка по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочный расчёт диаметров валов по приведённому моменту, т.е. с учётом изгибающих моментов.
Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчёта по коэффициентам запаса выносливости в опасных
сечениях. Порядок расчёта валов приведен на рис.П2.6.
Рис.П2.6. Схема алгоритма расчета валов привода
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
28
247
5.1. Эскизная компоновка валов привода
По формулам и рекомендациям, приведённым в параграфе 3.1
на стр.24 [2], определяем компоновочные размеры. Полученные значения диаметров валов округляем до ближайшего значения из стандартного ряда чисел. Значения: f- размер фаски, t- высота буртиков, r – радиус галтели даны в таблице на с.25 [2].
Для быстроходного вала редуктора:
 Входной конец вала d1  d М  32 мм, согласно диаметру
под муфту МУВП, табл.46 [1], принимаем для стандартной муфты конструктивно.
 Диаметр под подшипник d П  d  2t  32  2  2,5  37 мм
согласно стандартному ряду чисел, принимаем
 Диаметр проходного участка вала
d 2  35 мм.
dбп  d П  3r  35 
 3  2,5  42 мм, принимаем dбп  40 мм.
Считаю целесообразным изготовить быстроходный вал как валшестерня. Поэтому шестерня будет являться частью вала. При данном
решении отпадает необходимость в шпоночном соединении для вала с
шестерней. Не нужно делать упорный буртик для шестерни на валу.
Для промежуточного вала редуктора:
 Диаметр под ступицу колеса 2 d К  7  3 T2  7  3 288,55 
 46  45 мм.
 Диаметр под подшипник d П  d К  3r  45  3  3  35 мм.
 Диаметр проходного участка вала
dбп  d П  3r  35 
 3  2,5  40 мм.
 Диаметр
буртика
колеса
dбк  d К  3 f  45 
 3  2,8  52 мм.
Для тихоходного вала редуктора:
 Выходной конец вала d  5  3 T3  5  3 1211,25  53,29 мм,
принимаем d  60 мм.
 Диаметр под подшипник
d П  d  2t  2 4  60 
 2  3  4  70 мм.
 Диаметр проходного участка вала dбп  d П  3r  70 
 3  3,5  80 мм, принимаем dбп  d П  3r  70  3  3,5  80 мм.
 Диаметр буртика колёс dбк  dбп , принимаем конструктивно
dбк  85 мм.

Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
29
248
Для ведущего вала транспортёра:
d  5  3 T4  5  3 2769  70,21 мм,
 Выходной конец вала
принимаем d  75 мм.
 Диаметр под подшипник
принимаем
d П  d  2t  75  2  3,5  82 мм,
d П  80 мм.
 Диаметр проходного участка вала
dбп  d П  3r 
 80  3  3,5  87 мм, принимаем dбп  95 мм.
 Диаметр буртика колёс dбк  dбп , принимаем конструктивно
dбк  120 мм.
Полученные размеры являются ориентировочными и могут
быть изменены в процессе компоновки редуктора на сборочном чертеже. Данные размеры позволяют выполнить эскизы валов редуктора и
наметить пути улучшения геометрических размеров самого редуктора,
особенно габаритных размеров. Длины элементов валов будем принимать конструктивно и согласно рекомендациям, приведённым в табл.40,
с.94, [1].
5.2. Расчёт валов
5.2.1. Расчёт валов проводится на компьютере по приведённому
алгоритму (см. рис.П2.6).
5.2.2. Конструируем вал 1, используя вычисленные линейные
размеры, конструктивные и технологические соображения. Результаты
расчёта представлены в табл.П2.4 и на рис.П2.7.
5.2.3. Определение коэффициента запаса усталостной прочности быстроходного вала.
Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным
напряжениям для опасного сечения
S 
где
 1  предел
 1  380 МПа
 1
,
K
 a    m

выносливости
при
изгибе
(табл.41,[1]),
K  эффективный коэффициент
концентрации напряжений при изгибе (табл.42,[1]);   1  кодля стали 45;
эффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
  масштабный фактор для нормальных напряжений (табл.43,
[1]);
a 
Mи
 амплитуда
W
нормального
напряжения;
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
30
249
W  0,1d 3  момент сопротивления изгибу;    коэф-фициент
чувствительности к асимметрии цикла напряжений (табл.41,[1]);
m 
4 FX
d 2
 среднее напряжений; FX  осевая нагрузка.
Рассмотрим галтель шестерни и вала:
0,024
 114,1  0,24  27, 4 Нм;
0.1
27400
4  655
a 
 4,28 МПа;  m 
 0,521 МПа.
6400
  402
380
S 
 55,89 .
1.34
 4,28  0,1  0,521
0,85
W  0,1  403  6400 мм3; M и  M иГ
Таблица П2.4
Результаты расчета вала № 1
Исходные данные:
L= 200,0, σ=75,  - угол направления силы относительно горизонта.
Деталь
Данные о нагруженности вала
Силы, Н
, град Т, Нм
Зубч. кол. Fr=865 Fx=655 Ft=2283
0
±Т= -54
Муфта
±Т= -54
Результаты расчёта:
РЕАКЦИИ ОПОР, Н
Виды реакций
Горизонтальная сост.
Вертикальная сост.
Сумарная реакция
ЛЕВАЯ опора
Лг= -1141,5
Лв= -510,0
Rл= 1250,2
Нагрузочные характеристики сечений вала
Координата Ми гор. Ми верт.
Мприв.,
сечения
пл., Нм пл., Нм
Нм
Х1Л= 0
0
0
0
Х1П= 0
0
0
0
Х2Л=100
-112
-50
123
Х2П=100
-114
-36
131
Х3Л=200
-2
-1
54
Х3П=200
-0
-0
54
Х4Л=280
0
0
54
Координаты
мм
X1= 100
X2= 280
ПРАВАЯ опора
Пг= -1141,5
Пв= -355,0
Rп= 1195,4
Т,
Нм
0
0
0
54
54
54
54
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
d вала
мм
0,0
0,0
25,4
26,0
19,3
19,3
19,3
Лист
31
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
250
Рис.П2.7. Расчетная схема и конструкция ведущего вала (вал №1)
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
32
251
Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным
напряжениям
S 
 1
K
 
где
,
 a     m
 1  предел выносливости материала при кручении (табл.41, [1]);
K  эффективный коэффициент концентрации напряжений при
кручении (табл.42,[1]);   1  коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;   масштабный фактор для
T
касательных напряжений (табл.43,[1]);  a   m 
 ам2W
плитуда
циклов
и
среднее
касательное
напряжение;
3
W  0, 2d  полярный момент сопротивления;    коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений
(табл.41, [1]);
W  0,2  403  12800 мм3;  a   m 
S 
54000
 2,2 МПа;
2  12800
230
 63,8.
1,13
 2,2  0,06  2,2
0,73
Коэффициент запаса усталостной прочности опасного сечения
S
S  S
63,88  55,89
 4,07 .
63,882  55,892
Проводим сравнение:
S  S  , где S   допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности: S   2,5  3  для валов редуктора; S   1,7  для прочих валов. Следовательно, условие выполS2  S2

няется. Коэффициент запаса прочности достаточен.
5.2.4. Конструируем вал 2, используя вычисленные линейные
размеры, конструктивные и технологические соображения. Результаты
расчёта представлены в табл.П2.5 и на рис.П2.8.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
33
252
Таблица П2.5
Результаты расчета вала № 2
Исходные данные:
L= 200,0, σ=75,  - угол направления силы относительно горизонта/
Деталь
Зубч. кол.
Зубч. кол.
Зубч. кол.
Данные о нагруженности вала
Силы, Н
,град
Fr=1909 Fx=-1446 Ft=5042
0
Fr= 865 Fx= -655 Ft=2283
0
Fr=1909 Fx=-1446 Ft=5042
0
Т, Нм
Т= 151
±Т= -302
±Т= -151
Коорди
наты,
мм
X1= 50
X2=100
X3=150
Результаты расчёта:
Виды реакций
Горизонтальная сост.
Вертикальная сост.
Сумарная реакция
РЕАКЦИИ ОПОР, Н
ЛЕВАЯ опора
Лг= -6183,5
Лв= 1043,0
Rл= 6270,9
ПРАВАЯ опора
Пг= -6183,5
Пв= 1909,7
Rп= 6471,7
Нагрузочные характеристики сечений вала
Координата
Мигор. пл., Ми верт. Мприв.,
Т,
сечения
Нм
пл., Нм
Нм
Нм
Х1Л= 0
0
0
0
0
Х1П= 0
0
0
0
0
Х2Л= 50
-297
-50
301
0
Х2П= 50
-309
-9
344
151
Х3Л=100
-364
33
395
151
Х3П=100
-366
-52
400
-151
Х4Л=150
-311
-52
350
-151
Х4П=150
-309
-95
324
0
Х5Л=200
-12
-4
13
0
d вала,
мм
0,00
0,00
34,2
35,8
37,5
37,6
36,0
35,1
12,0
5.2.5. Определение коэффициента запаса усталостной прочности промежуточного вала. Рассмотрим шпоночный паз вала.
Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным
напряжениям для опасного сечения:
95000
 10,42 МПа;
9112,5
4  655
380
m 
 0,412 МПа. S 
 16 .
1,9
  452
 10,45  0,1  0,412
0,83
W  0,1  453  9112,5 мм3; M и  95 Нм;  a 
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
34
253
Рис.П2.8. Расчетная схема и конструкция промежуточного вала (вал №2)
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
35
254
Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным
напряжениям:
W  0,2  453  18225 мм3;  a   m 
151000
 4,142 МПа;
2  18225
230
 19,16.
1,95
 4,142  0,06  4,142
0,715
S 
Коэффициент запаса усталостной прочности опасного сечения:
S  S
S
S2  S2

16  19,16
162  19,162
 12, 2 .
 
Проводим сравнение S  S . Условие выполняется. Коэффициент запаса прочности достаточен.
5.2.6. Конструируем вал 3, используя вычисленные линейные
размеры, конструктивные и технологические соображения. Результаты
расчёта представлены в табл.П2.6 и на рис.П2.9.
Таблица П2.6
Результаты расчета вала № 3
Исходные данные:
L= 200,0, σ=75,  - угол направления силы относительно горизонта.
Деталь
Данные о нагруженности вала
КоордиСилы, Н
наты, мм
,град Т, Нм
Звездочка
Ft= 5042
0
Т=1494
X1= 0
Зубч. кол. Fr=1909 Fx=-1446 Ft=5042
0
±Т= -747
X2=150
Зубч. кол. Fr=1909 Fx=-1446 Ft=5042
0
±Т= -747
X3=250
Результаты расчёта:
РЕАКЦИИ ОПОР, Н
Виды реакций
ЛЕВАЯ опора
ПРАВАЯ опора
Горизонтальная сост.
Вертикальная сост.
Суммарная реакция
Лг= -26613,5
Лв= 1909,0
Rл= 26681,9
Пг= 2148,5
Пв= 1909,0
Rп= 2874,1
Нагрузочные характеристики сечений вала
Координата
Мигор. пл., Ми верт.
Мприв.,
Т,
сечения
Нм
пл., Нм
Нм
Нм
Х1Л= 0
Х1П= 0
Х2Л=100
Х2П=100
Х3Л=150
Х3П=150
Х4Л=250
Х4П=250
Х5Л=300
0
0
1409
1438
851
826
122
107
4
0
0
0
0
92
-119
-119
95
4
1494
1494
2054
2074
1722
1120
766
144
6
1494
1494
1494
1494
1494
747
747
0
0
d вала,
мм
58,4
58,4
64,9
65,1
61,2
53,1
46,7
26,8
9,2
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
36
255
Рис.П2.9. Расчетная схема и конструкция ведомого вала (вал №3 )
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
37
256
5.2.7. Определение коэффициента запаса усталостной прочности промежуточного вала. Рассмотрим канавку вала.
Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным
напряжениям для опасного сечения:
119000
 2,82 МПа;
42187,5
4  1446
380
m 
 0,327 МПа. S 
 61 .
1,65
  752
 2,82  0,1  0,327
0,75
3
W  0,1  753  42187,5 мм ; M и  95 Нм;  a 
Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным
напряжениям:
747000
W  0,2  753  84375 мм3;  a   m 
 4,42 МПа;
2  84375
S 
230
 25,5.
1, 25
 4,42  0,06  4, 42
0,63
Коэффициент запаса усталостной прочности опасного сечения:
S
S  S
S2  S2

60  25,5
602  25,5 2
 23,5 .
 
Проводим сравнение S  S . Условие выполняется. Коэффициент запаса прочности достаточен.
5.2.8. Конструируем вал 4 (выходной вал привода), используя
вычисленные линейные размеры, конструктивные и технологические
соображения. Результаты расчёта представлены в табл.П2.7 и на
рис.П2.10.
Таблица П2.7
Результаты расчета вала № 4
Исходные данные:
L=588,0 σ=75,  - угол направления силы относительно горизонта.
Деталь
Данные о нагруженности вала
Координаты,
мм
Силы, Н
Т, Н∙м
,град.
Звездочка Ft=14381,099609375
0
Т=-2769
Х1=0
Звездочка Ft=850
0
Т=1385
Х2=250
Звездочка Ft=850
0
Т=1385
Х3=638
Результаты расчёта:
Реакции опор, Н
Виды реакций
ЛЕВАЯ опора
Правая опора
Горизонтальная сост.
Лг =17199,7
Пг =-4518,6
Вертикальная сост.
Лв = 0,0
Пв = 0,0
Суммарная реакция
Rл=17199,7
Rп =4518,6
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
38
257
Окончание табл.П2.7
Нагрузочные характеристики сечений вала
Координата Ми гор. пл., Ми верт. Мприв.,
Т,
d вала,
сечения
мм
Нм
пл., Нм
Нм
Нм
Х1Л= 0
0
0
2769
-2769
71,7
Х1П= 0
-29
0
2769
-2769
71,7
Х2Л=150
-2100
0
3475
-2769
77,4
Х2П=150
-2157
0
3510
-2769
77,6
Х3Л=250
-1881
0
3347
-2769
76,4
Х3П=250
-1868
0
2325
-1385
67,7
Х4Л=638
-459
0
1459
-1385
57,9
Х4П=638
-452
0
452
0
39,2
Х5Л= 738
-18
0
18
0
13,4
Рис.П2.10. Расчетная схема и конструкция выходного вала привода (вал №4)
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
39
258
6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Подшипники качения выбираются исходя из диаметра вала и
направления действующих нагрузок, а проверяются по статической и
динамической грузоподъёмности.
Подшипники скольжения также выбираются по диаметру вала и
проверяются по удельной нагрузке и удельной работе сил трения. Схема алгоритма расчета подшипников представлена на рис.П2.11.
Рис. П2.11. Схема алгоритма расчета подшипников
6.1. Выбор типоразмера подшипника для заданных условий
работы
При выборе типоразмера подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать:
 величину и направление нагрузки;
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
40
259
 частоту вращения вала;
 потребный ресурс в часах;
 желательные размеры подшипника (посадочный диаметр вала или диаметр отверстия в корпусе);
 особые требования к подшипнику, вытекающие из условий
его эксплуатации (самоустанавливаемость, способность обеспечить осевое перемещение вала, условие монтажа);
 стоимость подшипника.
6.2. Выбор типоразмера подшипника качения в зависимости
от характера нагрузки
Выбираем типоразмер подшипника качения в зависимости от
характера нагрузки и диаметра вала.
Согласно рекомендациям принимаем на быстроходном и промежуточном валах радиально-упорные подшипники, так как FX  0,3 Fr .
Подбор и расчёт подшипников качения проводим с использованием компьютерной программы.
Подшипник роликовый для быстроходного вала редуктора (вал №1):
7207 ГОСТ 333-79
Угол контакта а=12,0.
Внутренний диаметр d=35 мм.
Наружный диаметр D=72 мм.
Ширина В= 17 мм.
Со=32500 Н.
С =48400 Н.
е = 0,370.
у =1,600.
х =0,400.
Число оборотов вала n=1460.
Суммарная радиальная нагрузка R=1250,199951171875.
Осевая нагрузка Fx=655 Н.
Заданный ресурс L=12500 час.
Эквивалентная нагрузка Р=3027 Н.
Расчетная динамическая грузоподъёмность Ср=30879 Н.
Выбранный подшипник подходит к вашим условиям работы.
Подшипник роликовый
для промежуточного вала редуктора (вал №2):
7307 ГОСТ 333-79
Угол контакта а=10,0.
Внутренний диаметр d=35 мм.
Наружный диаметр D=80 мм.
Ширина В= 21 мм.
Со=38000 Н.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
41
260
С =54000 Н.
е = 0,320.
у =1,380.
х =0,400.
Число оборотов вала n=262,1199951171875.
Суммарная радиальная нагрузка R=6471,7001953125 Н.
Осевая нагрузка Fx=655 Н.
Заданный ресурс L=12500 час.
Эквивалентная нагрузка Р=8210 Н.
Расчетная динамическая грузоподъёмность Ср=39821 Н.
Выбранный подшипник подходит к вашим условиям работы.
Подшипник роликовый для тихоходного вала редуктора (вал №3):
414 ГОСТ 331-75
Угол контакта а=0,0.
Внутренний диаметр d=70 мм.
Наружный диаметр D=180 мм.
Ширина В= 42 мм.
Со=105000 Н.
С =143000 Н.
е = 0,320.
у =1,380.
х =0,400.
Число оборотов вала n=60.
Суммарная радиальная нагрузка R=26682.
Осевая нагрузка Fx=0 Н.
Заданный ресурс L=12500 час.
Эквивалентная нагрузка Р=37355 Н.
Расчетная динамическая грузоподъёмность Ср=135598 Н.
Выбранный подшипник подходит к вашим условиям работы.
6.3. Подшипники скольжения условно делятся на разъёмные
и неразъёмные; вкладышные и безвкладышные; самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся. Для некоторых подшипников скольжения корпуса, втулки и вкладыши нормализованы ГОСТ 11521–65,
11525–65, 11607–65, 11610–65. Нормализованные подшипники скольжения изготавливают по ведомственным нормалям (рис.П2.12).
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
42
261
Рис.П2.12. Конструкция подшипника скольжения
6.3.1. Проведём сравнение
где
p   p ,
F
p  r  удельное давление на подшипник; Fr  нагрузка на
dl
подшипнике; d  диаметр подшипника; l  длина подшипника;
 p   2  6 МПа – допускаемое удельное давление для подшипников.
p
14381
80 2
 2,2 МПа.
Следовательно, условие выполняется.
6.3.2. Проведём сравнение pV  pV ,
 
где
Fr  n
 удельная работа сил трения, n  обороты вала;
19,1  103 l
 pV   4  8  допускаемое значение для привода общего назна-
pV 
чения.
pV 
14381  23,66
19,1  103  80
 0,222 МПа м/с.
Условие выполняется.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
43
262
7. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС, ЗВЕЗДОЧЕК
ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ВЕДУЩИХ ЗВЁЗДОЧЕК ТРАНСПОРТЁРА
7.1. Зубчатые колеса редуктора
Конфигурация зубчатого колеса зависит от технологии получения заготовки, которая находится в тесной взаимосвязи с объемом
выпуска изделия. При единичном и
мелкосерийном производстве зубчатые колеса da 150 мм изготавливают
из круглого проката или поковок в
виде сплошных дисков. При da 800
мм изготавливают облегченные колеса, в которых материал выбирают по
торцам и сверлят 4-6 отверстий максимально
возможного
диаметра
(рис.П2.13).
Параметры колеса первой ступени
редуктора
Длина ступицы lCT  b 
=42,6мм.
Штамповочный
уклон
=7…80.
Радиус
закругления
Рис.П2.13. Размеры цилиндриR4…5мм.
Диаметр
ступицы
ческих зубчатых колёс
dCT  1,6d =1,645=72мм. Толщина
C  0,20,3b  0,3  42,6  12 мм. Ширина торцов зубчатого венца
 0  2,5...3,5m  1,75  3,5  6 мм.
диска
Параметры колеса второй ступени редуктора
0
Длина ступицы lCT  55 мм. Штамповочный уклон   7...8 .
Радиус закругления R  4  5 мм. Диаметр ступицы dCT  1,6d  1,6 
 75  120 мм. Толщина диска C  0,2 0,3b  0,3  41,3  12,3 мм.
Ширина торцов зубчатого венца  0  2,5...3,5m  3  3,5  10,5 мм.
7.2.Звёздочки цепной передачи (рис.П2.14)
Ведущая звёздочка цепной передачи
Длина ступицы звёздочки lCT  142 мм.
dCT  1,6  60  100 мм.
R  6 мм.
0
Литейный угол наклона   7  8 . Принимаем, в звёздочке
Диаметр ступицы
Радиус закругления
будет 4 отв. диаметром 30мм.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
44
263
Рис.П2.14. Размеры звездочек
для приводной двухрядной цепи
d1  202,7 мм.
Диаметр окружностей выступов d a1  214 мм.
Делительный диаметр
Диаметр
окружностей
впадин
di1  d1  2r  202,7 
 2  7,93  186,84 мм, радиус впадин r  0,5025d p  0,05  0,5025 
 15,88  0,05  7,93 мм, где d p  диаметр ролика цепи. Диаметр про180
180
точки DC  t  ctg
 1,3h  25,4  ctg
 1,3  24,2  170 мм, где
z1
25
h  ширина пластин цепи.
Ширина
зуба
цепи
b  0,9 BBH  0,15  0,9  15,88 
 0,15  14,14 мм, где BBH  15,88  расстояние между внутренними
плоскостями цепи. Ширина венца B  n  1A  b  2  1  29,29 
 14,14  43,43 мм, где n  2  число рядов цепи, A  29,29  расстояние между осями симметрии многорядной цепи.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
45
264
R  1,7d p  27 мм.
Толщина обода   1,5d a  d1   1,5  214  202,7   16,95 мм.
Толщина диска C  1,21,3  1,25  16,95  22 мм.
Радиус закругления зуба
Ведомая звёздочка цепной передачи
Длина ступицы звёздочки lCT  162 мм. Диаметр ступицы
dCT  1,6  75  120 мм.

ный
Радиус закругления R  6 мм. Литейный угол наклона
7  80 . Принимаем в звёздочке 6 отв. диаметром 40мм. Делительдиаметр
d2  518 мм.
Диаметр
окружностей
выступов
d a 2  530 мм. Диаметр окружностей впадин di 2  d 2  2r  518 
 2  7,93  502,14 мм.
180
180
Диаметр проточки DC  t  ctg
 1,3h  25, 4  ctg

z2
64
 1,3  24, 2  485,55 мм. Ширина зуба цепи b  14,14 мм. Ширина венца B  43, 43 мм. Радиус закругления зуба R  1,7d p  27 мм.
Толщина обода   1,5d a  d1   1,5  214  202,7   16,95 мм.
Толщина диска C  1,21,3  1,25  16,95  22 мм.
7.3. Ведущие звёздочки транспортера.
Диаметры начальных окружностей звёздочек

D
t

sin 180 z 
100
 323 мм.
sin 180 10 
Диаметры
вершин
звёздочек
  180 

  0,5 
d a  t  ctg 

  z1 

  180 

 100  ctg 
  0,5  357,77 мм.
  10 

Длина ступицы lCT  1,1  95  105 мм. Диаметр ступицы
dCT  1,6  95  152 мм.
Толщина обода   1,5da  D  1,5  357,77  323  52,1 мм.
Толщина диска C  1,21,3  1,25  52,1  65,12 мм.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
46
265
8. ВЫБОР МУФТЫ
8.1. Общие положения
Выбор муфты для валов обусловлен особенностью монтажа и
эксплуатации привода и производится по стандартам или нормалям в
зависимости от передаваемого крутящего момента, а также возможности расточки ступицы под нужные диаметры валов. Муфта одного размера может иметь в ступицах полумуфт неодинаковые отверстия, что
позволяет соединить валы разных диаметров.
8.2. Выбор и проверка элементов приводной муфты
8.2.1. Расчётный крутящий момент
TP  T  K ,
где
T  54  передаваемый крутящий момент быстроходным валом;
K  1,8  коэффициент режима работы (табл.44, [1]).
TP  54  1,8  97,2 Нм.
8.2.2. Выбор типа муфты
Выбираю муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП), так как
она имеет простую конструкцию и удобна в замене упругих элементов.
МУВП состоит из двух полумуфт и пальцев, которые через резиновые
втулки передают крутящий момент (см.рис.70 наст.пособия). Критерием
оценки работоспособности муфты являются напряжения изгиба в пальцах и напряжения смятия в резиновых втулках. Расчётные параметры
муфты представлены в табл.П2.8.
Таблица П2.8
Расчётные параметры муфты МУВП
Тр, Нм
250
Отверстие
Габаритные
размеры
d,d1
lцил.
L
D
d0
32,
38
82 169 140 28
Втулка
упругая
Пальцы
dП
lП
резь
z
ба
14 33 М10
6
DB
lB
27
29
GD2,
кгм2
0,054
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
47
266


Dn  D  1,51.6 d 0  140  28  1,5  120 мм.
Под вал электродвигателя принимаем диаметр муфты с внутренним диаметром 38 мм, который согласуется с валом электродвигателя, а под быстроходный вала редуктора принимаем полумуфту с внутренним диаметром 32 мм.
8.2.3. Напряжения изгиба
n 
10TP lП
Dn zd n3

10  97,2  103  33
120  6  143
 16,23 МПа.
 
Сравниваем
 n   , где    0,4 0,5  T 
МПа.
Условие
выполняется,
можно продолжить расчёт.
 0,5  320  160
8.2.5. Напряжение смятия в резиновых втулках
8.2.4.
2TP
2  97,2  103

 0,66 МПа.
zDn d n lв 6  120  14  29
8.2.6. Сравниваем  CM   CM  , где  CM   1,8  2 МПа. Усло-
 CM 
вие выполняется.
3
T
97, 2  10
8.2.7. Нагрузка на вал Fr  0,2 P  0,2 
 1620 Н.
Dn
120
9. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предотвращения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода тепла в редукторах применяют смазку.
В настоящее время для передач редуктора широко применяют
картерную систему смазки. Этот способ применяют для передач при
окружных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации
машин. Причём чем выше контактные давления в зубьях, тем большей
вязкостью должно обладать масло и наоборот, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс.
Согласно ГОСТ 17479.4–87 в редукторе будет использовано
масло марки И-Г-С-100, высота масляной ванны составит 65 мм от днища редуктора(см.рис.П2.4а). Общий объём ванны около 5 л., контроль
уровня масла в редукторе осуществляется жезловым указателем.
При длительной работе масло загрязняется продуктами износа
деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, поэтому в редукторе масло периодически заменятся. Для этой
цели в корпусе редуктора должно быть предусмотрено маслосливное
отверстие, закрываемое пробкой. Для полного слива масла желательно
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
48
267
предусмотреть уклон дна корпуса редуктора в сторону сливной пробки.
При работе редуктора за счёт потерь мощности в узлах трения масло
разогревается и тем самым повышается давление воздуха внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.
Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки пробки-отдушины в верхних его точках.
Иногда пробку-отдушину совмещают с крышкой смотрового люка.
10. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпоночные соединения предназначаются для передачи крутящего момента от вала к ступице или наоборот.
В зависимости от конструкции шпонки делят на призматические, сегментные, клиновые, тангенциальные, специальные. Наибольшее применение в машиностроении находят призматические шпонки
ГОСТ 23360–78.
Шпонки подбирают в зависимости от диаметра вала и проверяют на прочность по напряжениям смятия:
 CM 
где
2T
  CM  ,
d h  t1   l
T  наибольший крутящий момент с учётом динамических нагрузок
при пуске, Нмм; d  диаметр вала, мм; h  высота шпонки, мм;
t1  заглубление шпонки в вал, мм; l  рабочая длина шпонки;
 CM   60...90 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Основные размеры шпонок будем выбирать по таблице на
с.131, [1].
Длина шпонки берётся меньше длины ступицы по предлагаемому ряду длин шпонок.
Параметры призматических шпонок для валов привода представлены табл.П2.9.
Таблица П2.9.
Параметры призматических шпонок для валов привода
b
l
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
49
268
Окончание табл.П2.9
Обозначение
Крутящий
Диаметр
шпонки,
вала,
момент
мм
на валу, Нмм
bhl
32
45
40
75
60
75
95
54
301
173
747
1494
3104
1552
мм
 CM ,
МПа
5
5
5
7,5
7
7,5
10
28,12
159
103
90
152
142
75,6
t1 ,
10850
12840
12840
201250
1811100
2012150
2816100
Количество
шпонок на
участке вала,
шт.
 CM  ,
МПа
1
2
2
1
2
2
1
60…90
11. РАСЧЁТ ФУНДАМЕНТНЫХ БОЛТОВ
Диаметр и число болтов выбирают по рекомендациям при конструировании корпусов редукторов. Координаты болтов уточняются при
разработке конструкции редуктора. В этом случае болтовое соединение
включает группу неравномерно нагруженных болтов, установленных с
зазором. При расчёте определяется нагрузка наиболее загруженного
болта и все остальные болты данной группы принимают такими же.
Цилиндрический редуктор нагружен крутящими моментами на
быстроходном и тихоходном валах (рис.2 П.15). Их условия равновесия
внешнего опрокидывающего момента и моментов от затяжки болтов
относительно линии х-х можно определить нагрузку на наиболее
нагруженный болт.
T  l1
,
2
3l1  2l 22
где T  TБ  TT  TG  внешний опрокидывающий момент, Нмм;
TБ  момент на быстроходном валу, Нмм; TT  момент на тихоQ
ходном валу, Нмм;
TG  lG G  момент от силы тяжести редукто-
l l
l G  3 1  l1  для двух ступенчатого редуктора, Нмм;
2
G  0,02...0,03V  сила тяжести редуктора, см3; l1...l3  коор-
ра;
динаты установки болтов по длине редуктора.
В двухступенчатом редукторе моменты T Б и TT направлены в
противоположные стороны, поэтому момент на быстроходном валу берут со знаком минус. Поскольку момент TG для легких и средних редукторов не оказывает существенного влияния на
TG
T ,
то моментом
пренебрегают.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
50
269
T  54  1494  1440000 Нмм; Q 
1440000  500
3  5002  2  2502
 822 Нмм.
Определяем расчётное осевое усилие
QP  1,3kQ  xQ ,
k  1,25...1,5  коэффициент
запаса
плотности
стыка;
x  0,09  коэффициент внешней нагрузки, из табл.52, [1].
QP  1,3  1,25  822  0,09  822  1409 Нмм.
где
Рис. П2.15. Расчетная схема фундаментных болтов
цилиндрического двухступенчатого редуктора
При выбранном заранее диаметре болта проверяем его прочность:
P 
где
4QP
d12
  P  ,
d1  внутренний диаметр резьбы, выбранного болта, мм;
 P   допускаемое напряжение растяжения для болта, МПа
(табл.53, [1].
P 
4  1409
 93   P   0,2  650  130 МПа.
3,14  19,3
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
51
270
12. ПЛИТА И РАМА
Сварные несущие конструкции экономически выгодно изготавливать при единичном и мелкосерийном производстве. При этом используют прокат: швеллеры, уголки, листы, полосы. Кроме того, металлоемкость сварных конструкций примерно в два раза меньше аналогичных литых рам и плит.
Плиты служат для установки агрегатов привода (двигателя, редуктора) и обеспечения правильного положения их в течение всего
срока эксплуатации. Конструкция плит должна удовлетворять требованиям прочности, жесткости, виброустойчивости, стабильности формы во
времени и др.
Длину плиты L и ширину B определяют в соответствии с
размерами агрегатов, устанавливаемых на ней. Высоту плиты принимают примерно H  0,1L . Если плита ступенчатая, то высота H соответствует более низкой её части.
Диаметр болтов dф для крепления плиты к фундаменту принимают равным диаметру болтов, крепящих редуктор к плите. Болты
равномерно размещают со средним шагом P  30...40 dф .
В данном случае будем использовать сварную плиту из прокатного сортамента – швеллеров, угольников и листов. Швеллера и угольники располагаются так, чтобы торец одной детали примыкал к стенке
другой. Это облегчает изготовление плит. Детали плиты сваривают по
контуру сопряжения. Контур плиты будет иметь Г-образную форму.
Порядок и принцип проектирования рам не отличатся от проектирования литых плит. По аналогичной зависимости отыскивают величины H и из сортамента проката подбирают размеры профиля, чаще
всего швеллера. Затем отыскивают величину разности уровней h , на
раму наваривают листы требуемой толщины или опорные платики. При
большем значении h раму наращивают швеллерами, поставленными на
полку или наложенными на стенку. Точная установка агрегатов по высоте обеспечивается металлическими прокладками.
Рамы, сваренные из профильного проката, имеют достаточную
жёсткость, поэтому надобность в специальных рёбрах жёсткости обычно отпадает.
Для удобства монтажа и демонтажа прокатные профили, составляющие раму, устанавливают полками наружу.
Крепёж рамы к фундаменту осуществляется фундаментными
болтами. В случае крепления рамы за полки необходимо подкладывать
под гайку болта косую шайбу. Диаметры и число болтов выбирают в
зависимости от длины или развёрнутой длины несущей конструкции
(табл.54, [1]).


Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
52
271
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Согласно заданию мной был спроектирован привод к цепному
конвейеру по указанной схеме с графиком нагрузки. В процессе проектирования, на первом этапе, были определены основные параметры:
передаточные числа зубчатых и цепной передач, передаваемые крутящие моменты, частоты вращения валов привода, силы, возникающие в
механических передачах. После определения основных параметров на
втором этапе были сконструированы валы, зубчатые колёса и шестерни,
звёздочки цепной передачи и тяговые звёздочки транспортера, корпусные детали и подшипниковые узлы. В процессе конструирования мне
пришлось столкнуться с требуемыми условия работы изделий (условием
прочности), экономичности, эргономичности, эффективности использования материалов изделий. Проектируя привод, я учился создавать машину, используя основные базовые знания, полученные раннее, развивать свою творческую мысль, конструируя детали привода. Мной были
получены многие конструкторские навыки работы и способы решения
конструкторских задач.
Вся проделанная мною работа в курсовом проекте способствует
становлению меня как специалиста более высокого класса, а также
применения полученных знаний и навыков на практике в работе в качестве инженера.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Андросов А.А., Спиченков В.В., Андрющенко Ю.Е. Основы
конструирования машин: Учеб. пособие – Ростов н/Д: Издательский
центр ДГТУ.1993.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей
машин. – М.: Высшая школа, 1984.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.
– М.: Машиностроение. 1979. Т. 1–3.
4. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова.
– М.: Машиностроение. 1992.
Лист
ОКМА 04.08.00.00.00.П3
Подпись Дата
ИзмЛист №
.
докумен
53
272
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа