Курсовой проект (Zapiska426)

Посмотреть архив целиком

37



СОДЕРЖАНИЕ


Техническое задание


1. Кинематический расчет привода


1.1 Подбор электродвигателя

2

    1. Определение частот вращения и вращающих

моментов на валах

2

2. Расчет зубчатой передачи

3

2.1 Анализ результатов с ЭВМ


3. Эскизное проектирование


3.1 Проектные расчеты валов

3

3.2 Выбор типа и схема установки подшипников

4

4. Расчет соединений


4.1 Шпоночные соединения

5

4.2 Соединение с натягом

4.3 Сварные соединения

6

9

5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

12

  1. Расчет валов на статическую прочность и

сопротивление усталости

25

7. Выбор смазочных материалов

33

8. Расчет муфт

34

8.1 Выбор и расчет обгонной муфты


8.2 Выбор и расчет упругой муфты


9. Расчет цепной передачи

35

9.1 Анализ результатов с ЭВМ


10. Приложения
























Кинематический расчет


    1. Подбор электродвигателя


Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

Рпр = Ft * V/ 103,

где Ft – окружное усилие на барабане, V – скорость ленты.


Рпр = 2500*1,4 /103 = 3,5 кВт.


Тогда требуемая мощность электродвигателя

Pдв = Рпр / пр,

где пр – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

пр = ц* кон. з..п. * цил. з..п. * м.

где ц - КПД цепной передачи, кон. з.п. - КПД конической зубчатой передачи, цил. з..п – КПД цилиндрической зубчатой передачи, м – КПД муфты с горообразной оболочкой.

пр = 0,96*0,96*0,97*0,99 = 0,89

Pдв = 2,5/0,89 =2,81 кВт.


Определим частоту вращения приводного вала

nпр = 60000*V/*D = 60000*1,4/3,14*355 = 134,5 об/мин;


Требуемая частота вращения вала электродвигателя

nдв = nпр*uц *uБ*uТ

где uц - передаточное отношение цепной передачи, а uБ и uТ – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.

uц = 2,5; uБ = 2,35; uТ = 3,455.

Подставляя значения, получим

nдв = 134,5*2,5*2,35*3,455 = 2730 об/мин

Следовательно берем синхронную частоту вращения двигателя равной nдв =2850 об/мин.


Затем, используя таблицу, выбираем электродвигатель АИР100S2:

Р = 4 кВт, nдв = 2850 об/мин.



1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

  1. Частота вращения тихоходного вала

Так как в заданной схеме отсутствует какая – либо передача (ременная или цепная)между приводным и тихоходным валом, а они непосредственно передают вращение через муфту, то

nТ = nпр*uц = 134,5*2,5=336,25 об/мин.


  1. Частота вращения промежуточного вала

nп = nТ*uТ = 336,25*3,455 = 1161,74 об/мин.


  1. Частота вращения быстроходного вала

nБ = nп*uБ = 2759,14 об/мин.


  1. Вращающий момент на приводном валу

Тпр = Ft*D/2 = 2500*0,355/2 = 443,75 Нм


  1. Вращающий момент на тихоходном валу

ТТ = Тпр/uц *ц = 443,75/2,5*0,96 = 184,9 Нм.


  1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.


    1. Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.


В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - цена , dm внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и mред. (см. рис .1)



В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 4.


В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 45., а для шестерни – 40 ХН.

3. Эскизное проектирование.


3.1 Проектные расчеты валов.


Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:


  • для быстроходного вала:


T.к. быстроходная ступень коническая то

d = 8*(ТБ)1/3

где ТБ вращающий момент на быстроходном валу

d = 8*(22,72)1/3 = 22,65 мм.

округляем до 24 мм.

диаметр вала под подшипник качения

dп d2+2*tкон = 27,6 мм.

Где принемаем значение tкон=1,8-высота заплечика

dбп dп + 3*r = 27,6 + 3*2 =33,6 мм,


  • для промежуточного вала:


диаметр вала под колесо

dк (6…7)*(Тп)1/3,

где Тп – вращающий момент на промежуточном валу

Тп = 54,63 Нм

dк 7*(54,62)1/3 =26,66 мм

округляя до стандартной величины получим dк > 28мм.

где dп – диаметр вала под подшипник,

dп = dк – 3*r

dп =25мм.


  • для тихоходного (выходного) вала:


d (5…6)*(ТТ)1/3,


где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу.

d 6*(184,9)1/3 =30 мм,

dп d + 2*tц = 30+ 2*2,5 =35 мм.

dБп dп + 3*r =35 + 3*2,5 =41.


3.2. Выбор типа и схемы установки подшипника.


Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные, а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами, причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку", а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить спомощью втулок.Если же не следовать данным рекомендациям ,при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.








4. Расчет соединений.


4.1. Шпоночное соединение (соединение вал - ступица):


4.1.1. На тихоходном валу


см = 2*ТТ*103/(d*k*lраб) []см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

lраб = 2*ТТ*103/(d*k*[]см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 32 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);

к = 0,47*8 = 3,76;

для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]см = 140 МПа.

Тогда получаем

lраб = 2*184,9*103/(32*3,76*140) = 24,9 мм

Тогда полная длина шпонки

l = lраб + b,

где b – ширина шпонки,

l =24,9 + 10 = 34,9 мм,

по стандартному ряду l =36 мм.


4.1.2. На быстроходном валу


см = 2*Тб*103/(d*k*lраб) []см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

lраб = 2*Тб*103/(d*k*[]см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 26 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);

к = 0,47*7 = 3,29;

для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]см = 140 МПа.

Тогда получаем

lраб = 2*22,72*103/(26*3,29*140) = 3,79 мм

Тогда полная длина шпонки

l = lраб + b,

где b – ширина шпонки,

l =3,79 + 8 = 11,79 мм,

по стандартному ряду l = 12мм.

Принимаем длину шпонки по длине полумуфты – 40 мм.



4.1.3. На валу электродвигателя


lраб = 2*ТБ*103/(dдв*k*[]см);

ТБ = 22,72 Нм,

dдв = 28 мм,

к = 0,47*h = 0,47*7 = 3,29,

lраб = 2*22,72*103/(28*3,29*140) = 3,523 мм.

l = lраб + b = 3,52 + 8 = 11,52 мм.

Берем длину шпонки, равной половине длины вала электродвигателя

l = lдв/2 = 44/2 = 22 мм.

l = 22 мм.


4.1.4. На приводном валу в соединении со звездочкой


lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[]см);

Тпр = 443,75 Нм,

d = 38 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

lраб = 2*443,75*103/(38*3,76*140) = 44,36 мм,

полная длина шпонки

l = lраб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.

округляем до стандартного значения l = 56 мм.


4.1.5. На приводном валу в соединении с обгонной муфтой


lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[]см);

Тпр = 443,75 Нм,

d = 38 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

lраб = 2*443,75*103/(38*3,76*140) = 44,36 мм,

полная длина шпонки

l = lраб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.

округляем до стандартного значения l = 56 мм.


4.1.6. В соединении обгонной муфты с корпусом


lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[]см);

Тпр = 443,75 Нм,

d =250 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

lраб = 2*443,75*103/(250*3,76*140) = 6,74 мм,

полная длина шпонки

l = lраб + b =6,74 + 12 = 18,74 мм.

Принимаем длину l = 40 мм, чтобы при монтаже не происходило опрокидывание шпонки.


4.2.Соединение с натягом:


Промежуточный вал – колесо


Соединение с натягом применяются для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения. В цилиндрических косозубых передачах соединения вал – ступица нагружены изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия не раскрытия стыка.



4.2.1 Подбор посадки с натягом на промежуточном валу


  1. Определим необходимое (минимальное) давление в соединение


р = 2*103*К*Тп/(*d2*l*f),

Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:

для колес промежуточных валов редукторов К = 4,5.

Тп = 54,62 Нм,

d = 36 мм,

l = 40 мм,

Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой, тогда

f = 0,08.

р = 2*103*4,5*54,62/(3,14*362*40*0,08) = 38 МПа.


  1. Минимальный расчетный натяг


= 103*р*d*(С11 + С22),

где С1, С2 – коэффициенты жесткости:

С1 = [1 + (d1/d)2]/[1 – (d1/d)2] - 1,

С2 = [1 + (d/d2)2]/[ 1 - (d/d2)2] + 2,

Е – модуль упругости, для стали Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа,

- коэффициент Пуассона, для стали 1 = 2 = 0,3.

d1 = 0, так как вал не пустотелый.

d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса.

d2 = 56 мм,


С1 = 1 – 0,3 = 0.7,

С2 =2,707,


=38*36*103*(1,62*10-5) = 22,19 мкм.


  1. Поправка на обмятие микронеровностей


u = 5,5*(0,8 + 1,6) =13,2 мкм.


  1. Минимальный измеренный натяг


Он необходим для передачи вращающего момента:

[N]min + u = 35,36 мкм. (1)


  1. Подбор посадки.


Т.к. [N]min = 35,36 мкм

следовательно посадка H7/u7.


  1. Проверка прочности соединяемых деталей по [N]max


Т.к. посадка H7/u7 -> Npmax =78 мкм

следовательно max = 64,8 мкм.

max/ = Pmax/P

cледовательно Pmax = 38*(64,8/22,19) = 110,9 МПа.


  1. Определение силы запрессовки


Fn=*d*l*Pmax*f

Fn=40,5 КН.


4.2.2 Подбор посадки с натягом на тихоходном валу


  1. Определим необходимое (минимальное) давление в соединение


р = 2*103*К*Тп/(*d2*l*f),

Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:

для колес тихоходных валов редукторов К = 3,5.

Тп = 184,9Нм,

d = 40 мм,

l = 41 мм,

Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой, тогда

f = 0,08.

р = 2*103*3,5*184,9/(3,14*402*41*0,08) = 78,5 МПа.


  1. Минимальный расчетный натяг


= 103*р*d*(С11 + С22),

где С1, С2 – коэффициенты жесткости:

С1 = [1 + (d1/d)2]/[1 – (d1/d)2] - 1,

С2 = [1 + (d/d2)2]/[ 1 - (d/d2)2] + 2,

Е – модуль упругости, для стали Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа,

- коэффициент Пуассона, для стали 1 = 2 = 0,3.

d1 = 0, так как вал не пустотелый.

d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса.

d2 = 60 мм,


С1 = 1 – 0,3 = 0.7,

С2 =2,9;


=78,5*40*103*(1,74*10-5) = 53,82 мкм.


  1. Поправка на обмятие микронеровностей


u = 5,5*(0,8 + 1,6) =13,2 мкм.


  1. Минимальный измеренный натяг


Он необходим для передачи вращающего момента:

[N]min + u = 67,02 мкм. (1)


  1. Подбор посадки.


Т.к. [N]min = 35,36 мкм

следовательно посадка H8/x8.


  1. Проверка прочности соединяемых деталей по [N]max


Т.к. посадка H8/x8 -> Npmax =125 мкм

следовательно max = 111,8 мкм.

max/ = Pmax/P

cледовательно Pmax =78,5*(111,8/53,82) = 163 МПа.


  1. Определение силы запрессовки


Fn=*d*l*Pmax*f

Fn=67,2 КН.

4.3. Сварное соединение:



Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.


Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала, в частности сварного барабана. В данном случае примененяются специальные втулки к которым приваривается барабан, образуя единую конструкцию, что обеспечивает нам удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его изготовлении, в отличие от литого барабана.