Материал: Расчет привода

Суммарный коэффициент запаса усталостной прочности

Условие обеспечения усталостной прочности в данном сечении также выполняется.

7. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность

Для быстроходного вала.

Принят подшипник 36207, С=30800Н, С0=17000Н

Нагрузки: RA=877H, RB=1188H, Fa=557H, n1=483об/мин.,lh=22075час

Проверим отношение: Fa/C0=557/1700=0.032

Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.345 и y= 1.59

Проверим отношение Fa/VFr=557/1*1188=0.468>e

Примем Fr1 = 1188Н - радиальная нагрузка; и V =1- кинематический коэффициент, вращается внутреннее кольцо подшипника;

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

экв = (0,45 Fr + Y · Fa) · Kδ · KT;

где: Kδ = 1,3 - коэффициент безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = (0,45*1188 + 1,59*557) ·1,3 ·1,05 = 1940 Н;

Расчетная долговечность в часах=;

Подшипник 36207 обеспечивает запланированную долговечность.

Для промежуточного вала

Приняты подшипники 36208, С=38900Н, С0=23200Н

Нагрузки: RA=5106H, RB=4260H, Fa=557H, n2=96,5 об/мин.,lh=22075час

Проверим отношение: Fa/C0=557/23200=0,024

Этому отношению соответствует параметр осевой нагрузки e=0.32 и y= 1.7.

Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

экв = VFr · Kδ · KT;

где: Kδ = 1,3 - коэффициент безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = 1*5106·1,3 ·1,05 = 5970 Н;

Расчетная долговечность в часах=;

Подшипник 36208 обеспечивает запланированную долговечность.

Для тихоходного вала.

Приняты подшипники 214, С=61800Н, С0=37500Н

Нагрузки: RA=6255H, RB=8198H, Fa=0H, n3=96,5 об/мин.,lh=22075час

Проверим отношение Fa/VFr=557/1*5106=0.1<e=0.32

Поэтому эквивалентная (динамическая) нагрузка

экв = VFr · Kδ · KT;

где: Kδ = 1,3 - коэффициент безопасности;= 1,05 - температурный коэффициент;экв = 1*8198·1,3 ·1,05 = 11190 Н;

Расчетная долговечность в часах=;

Подшипник 214 обеспечивает запланированную долговечность.

8. Проектирование приводного вала цепного конвейера

Исходные данные: T4=Tприв.=648Нм, n4=54 об/мин. Шаг тяговой цепи t=100 мм, шаг зубьев z=10, количество звездочек 2.

) Потребный диаметр вала

, Тприв.=648Нм. Принимаем для расчета [τкр]=18МПа; dbmin=55 мм для стандартной муфты МУВП-1000-55

) Принимаем конструктивно другие размеры валап4=60мм, dбп=66мм, dбзв=75мм, l=105мм- данные размеры соответствуют размерам тихоходного вала. Эскиз приводного вала показан на рис. 8.

Рис. 8 - Эскиз конструкции приводного вала

Подшипник принимаем двухрядный шариковый сферический 1212, имеющий dxDxB=60x110x22, r=2.5мм, С=30200Н, С0=15500Н.

) Конструктивные размеры звезды.

Делительный диаметр

Диаметр окружности выступов

Диаметр ступицы звезды dст=1,5 dв=105мм

Длина ступицы lст=90 мм

) Длина шпонки для закрепления тяговой звезды.

Для dв=70мм сечение шпонки Bxh=20x12, t=7.5мм.

Для шпонки установим из условия прочности ее на смятие.

ш=lp+b=20.571+20=40.571мм. Принимаем стандартное значение lшп=45мм.

Уточняем длину ступицы тяговой звезды lcn=65мм

) Параметры тяговой цепи.

По ГОСТ 588-81 принимаем цепь М80 с разрушающей нагрузкой Fраз=80000Н, шаг t=100мм, ширина цепи BH=62мм, dp=25мм, ширина пластин h=35мм

) Ширину зубьев звездочки принимаем Bзв=23мм

) Проверочный расчет вала

а) составление расчетной схемы.

Известные параметры: T4=Tприв.=648Нм, n4=54 об/мин, FM=6364Н, материал- сталь 45, улучшенная, σв =700Мпа, σ-1=280МПа, τ-1=140Мпа, [σиз]=80МПа

Составим расчетную схему вала, сто показано на рис.8.2.

Расстояние между звездами примем В=400мм, lм=105мм

Рис. 9 - Расчетная схема нагружения

На схеме нагружения вала К1=30…40мм К2=40…60мм-конструктивные размеры, включающие размеры ширины крышки и подшипника в месте с выступающими винтами для ее закрепления на корпусе опоры, а также зазор для удобства выполнения разборки.

К1=40мм, К2=52мм

Имеем размеры a=c=98мм, b=450мм, d=108мм

б) Определим реакции опор

в) Изгибающие моменты.

Мх1=6364*108=687312Нмм=3146*100=314600Нмм

г) Приведенный изгибающий момент (наибольший)

МпривМАХ=

д) Проверка сечения вала в опоре «В» на сложное сопротивление.

Условие статической прочности обеспечивается.

) Проверка подшипника качения на долговечность.

Эквивалентная нагрузкаэкв = VFr · Kδ · KT=5510*1*1,3*1,05=7521Н;

Долговечность в часах=;

Принятый подшипник 1212 обеспечивает запланированную долговечность.

9. Расчет элементов корпуса

Корпус литой из серого чугуна. Толщина стенок корпуса и крышки

δ =

при Tmax=T3=1133.2Нм

δ =.

Принимаем δ =7мм и δ1= 6мм

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:= 1.5. δ=12мм;= 1.5. δ =10 мм;

Ширина верхнего пояса:=2.7dкр=2,7*12=32,4мм

.

Принимаем (М12) к=32мм.

Ширина нижнего пояса корпуса (по фундаменту)

Кф=2,7dф=2,7*16=43,2мм

Принимаем болты резьбой М16 в количестве 4 шт. Примем Кф=42мм. Толщина фундаментальных лап .

10. Выбор муфты

Исходные данные известные из предыдущих расчетов:

 - вращающий момент на валу редуктора;=22 об/мин - частота вращения входного вала

- диаметр консольного участка вала

Для данных параметров наиболее подходящая муфта упругая втулочно-пальцевая. Размеры этой муфты возьмем по ГОСТ 21424-75: МУВП-2000-65-1.2

Расчетный крутящий момент: D=250мм, L=218мм, l=105мм=kTH, где TH- номинальный делительный действующий момент=T1=2000Нм, k=1.4- коэффициент динамичности

11. Смазка зубчатых колес и подшипников

В проектируемом редукторе используем смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в масло.

Выбор сорта масла зависит от контактного давления в зубьях [σН]=579,3МПа, а также от окружной скорости Vmax=0,75м/с.

По табл. определяем необходимую кинематическую вязкость масла-60*10-6м2/с, по величине которой назначаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20779-75.

Рекомендуемый объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5…0,8л масла на 1кВт передаваемой мощности. При Р=3кВт V=2лит.

Смазка подшипников качения осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.

12. Выбор посадок сопряженных деталей

Посадка зубчатых колес на вал -  по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Посадка муфты на входной вал редуктора - ,

посадка распорных колец - ,

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 132S4, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Uр = 17,13 UБ = 5,72, UТ = 3, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора nдв=1440, nвх=654,55, nпр=125,87, nвых=41,96, Тдв=43,74 Н∙м, Твх=92,37 Н∙м, Тпр=466 Н∙м, Твых=1356,24 Н∙м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2500 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 33999,94 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-40A для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Библиография

1. Иванов М.Н. «Детали машин» - М.: Высшая школа, 1984.-336с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», М.: Высшая школа, 1985, - 416 с.

. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988.

. Соловьев В.Д. Курсовое проектирование деталей машин. - Тула: Тульский государственный университет, 2002.

. Решетов Д.Н. «Детали машин» - М.: Машиностроение, 1974.

. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» - М.: Машиностроение, 1978-559с., т. 1,2.

. Справочник-каталог «Подшипники качения»/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.-М.: Машиностроение, 1984.-280с.