415-02!!!(торсионные валы) (РПЗ-ДМ415)

Посмотреть архив целиком






























Оглавление


Техническое задание………………………………………………………………………...3

1. Кинематический расчёт привода..…………………………………………….……………6

1.1. Подбор электродвигателя……………………………..………………….………...…6

1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах………………....7

2. Расчёт зубчатых передач……………………………………………………………………7

2.1. Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на

ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ………….7

2.2. Анализ результатов расчёта ЭВМ …...…………..………………………………..…10

3. Эскизное проектирование …………...……………………………..………………………10

3.1. Предварительный расчёт валов ……………………...………………...…………….10

3.2. Выбор подшипников ………………………………………......…….……….………12

4. Расчёт соединений ……………………………………….........…...……………………….13

4.1. Соединение с натягом …………….………………………….……………………....13

4.2. Шлицевое соединение ……………………..………………………………………....14

4.3. Шпоночное соединение …………………………………. ……………………….....15

4.3.1. Шпоночное соединение промежуточного вала с колесом ……………..…..15

4.3.2. Шпоночное соединение полумуфты с валом редуктора и приводным

валом …………………………………………………………………………...16

4.3.3. Шпоночное соединение барабана с приводным валом ....………………….16

5. Расчёт подшипников …………………….………………..……………………….….…....16

5.1. Расчёт подшипников на промежуточном валу ……………………….…………….16

5.1.1. Определение сил, нагружающих подшипники ……………………….…......16

5.1.2. Расчёт подшипников на заданный ресурс .....………………………...……...17

5.2. Расчет подшипников на тихоходном валу ……………………...…….……….……19

5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипники ………...………………..…..19

5.2.2. Расчёт подшипников на заданный ресурс ..……..………………….……….20

5.3. Расчёт подшипников на приводном валу …….……………………….…………….21

5.3.1. Определение сил, нагружающих подшипники ……………………….…......21

5.3.2. Расчёт подшипников на заданный ресурс .....………………………...……...21

6. Проверочный расчёт валов на прочность .……………………..………………………….22

6.1. Расчёт тихоходного вала …………..…...………………….………………………....22

6.1.1. Расчёт тихоходного вала на статическую прочность ..………………..….....22

6.1.2. Расчёт тихоходного вала на сопротивление усталости …………………......28

6.2. Расчёт приводного вала …..………..…...………………….………………………....31

6.2.1. Расчёт приводного вала на статическую прочность ..………………..….......31

6.2.2. Расчёт приводного вала на сопротивление усталости …………………........34

7. Выбор смазочных материалов ……………………..………………………………..….......37

8. Выбор и расчёт муфты ………………………………………………………………….......39

9. Список использованной литературы ……..……………………………………………….40

10. Приложение 1 …………………..……………………………………………....…..….….41

11. Приложение 2 ………………………………………….………………………………….42

12. Приложение 3 ……………………………………………………………………………..43

13. Приложение 4 ……………………………………………………………………………..44




































1.Кинематический расчёт привода


Для проектирования ленточного транспортера, прежде всего, необходимо

выбрать электродвигатель. Для этого определили мощность,

потребляемую движущим устройством, оценили КПД привода. Далее

уточнили передаточные отношения редуктора, подсчитали вращающие

моменты на валах привода. Таким образом, определим исходные данные

для расчета передач.


1.1. Подбор электродвигателя


Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода( мощность на выходе) находим по формуле:


, где Ft- окружная сила, кН.,

v- скорость ленты транспортёра, м/с.


.


Требуемая мощность электродвигателя:


, где - общий КПД.


, где - КПД зубчатой передачи,

- КПД муфты,

- КПД подшипников.


, тогда:


.


Частота вращения вала электродвигателя:


, где uт и uб- передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора.



По таблице 24.9 выбираем электродвигатель: АИР80В4/1395 , мощностью P=1.5кВт.


1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах


Частота вращения приводного вала:


, где Dб- диаметр барабана, мм.

.


Определим вращающий момент на приводном валу:



Вращающий момент на тихоходном валу:

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ.


2. Расчет зубчатых передач

2.1. Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на

ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ


Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета цилиндрического, соосного, двухпоточного редуктора с

внешним зацеплением на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 180,4

Частота вращения тихоходного вала, мин-1 61,4

Ресурс, час 15000

Режим нагружения 1

Передаточное отношение редуктора 22,7

Коэффициент ширины венца 0,315

Степень точности 8

Коэффициент запаса по изгибной прочности 2,2

Твёрдость поверхности зубьев шестерни 0

колеса 0

Минимальное допустимое число зубьев шестерни 15

Отношение передаточных чисел ступеней 0

Угол наклона зубьев, град 0






Последовательность расчета, выполняемого ЭВМ.

1) Предварительно определяется коэффициент межосевого расстояния Ка, для колес прямозубых Ка = 450, для колес косозубых Ка= 410.

2) Принимается значение коэффициента a в зависимости от положения колес относительно опор равным a = 0.4

3) Определяется значение межосевого расстояния aw, мм:

aw=Ka(u1) , где

KH – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

KH= KHv KHb KHa, где

KHv-учитывает внутреннюю динамику нагружения,

KHb-учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

KHa- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

THE2 – эквивалентный момент на колесе.

4) Определяются основные размеры колеса :

делительный диаметр :

d2 = 2 awu / (u1);

ширина [мм] :

b2 = а aw ;

для быстроходной ступени соосного двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины :

аБ = [K аБ (uБ + 1) / aw ]3 KHbБ T / u Б 2 []HБ 2 = 0.15 ;

ширина колеса быстроходной ступени :

b= аБ aw

5) Модуль передачи :

cначала принимается коэффициент модуля Кm для колес :

прямозубых - 6.6 ;

косозубых - 5.8;

Предварительно модуль передачи :

m / = 2 Кm T2 / d2 b2[]F

допускаемое напряжение []F подставляется меньшее из []F1 и []F2 .

6) Число зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни :

z1 = zE / (u+1)>z1min

для прямозубых колес: z1min = 17,

для косозубых колес: z1min = 17cos3.

7) Фактическое передаточное число.

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа < 4 %.

uФ = z2 / z1

8) Диаметры колес.

Делительные диаметры d:

шестерни :

d1 = z1 m / cos .

колеса внешнего зацепления:

d2 = 2aw - d1

Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев :

колес внешнего зацепления :

da1 = d1 + 2(1 + x1y )m ;

df1 = d1 - 2(1.25 – x1)m ;

da2 = d2 + 2(1 + x2 - y )m ;

df2 = d2 - 2(1.25 - x2 )m ;

9) Силы в зацеплении:

окружная :

Ft = 2T2 / d2 ,

где Т2 - момент на колесе, Н·м;

радиальная :

Fr = Ft tg a / cos ;

осевая :

Fa = Ft tg .

10) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

F2FaКFbКFvYbYF2FtE / (b2m) < [ ]F2 ;

в зубьях шестерни:

F1 =F2 YF1 / YF2 < [ ]F1 .

11) Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости:

Hlim1 = 17 HHRC+200;

Him2 =2 HHB+70;

Коэффициент запаса прочности:

SH = Shmin Sha SHb;

Коэффициент долговечности:

ZN =, где

NNG = H3HB;

NHE = H·NK ,

NK = n1 60 nз t;

n1 - частота вращения шестерни;

t - требуемый ресурс времени;

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[]H = Hlim ZN/SH

Допускаемое контактное напряжение:

[]H = 0.45 ([]H1+[]H2);

[]H2 []H 1.2 []H2;



2.2. Анализ результатов расчёта ЭВМ


По рассчитанным данным был найден оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты.

В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты, и по ним были построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней.

Исходя из выше указанных требований, был выдран следующий вариант :


Вариант № 4 табл.1


Твердость

шестерни

HRC1

Твердость колес HRC2

Коэффициент ширины венца зуба

Межосевое расстояние, мм

49

28,5

0,7

0,315

90

Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм

Диаметр вершин колес тихоход.

Диаметр вершин колес быстр.

Масса механизма, кг

Масса колес, кг

31,61

155,54

147,64

31

5,1


Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 2.

3. Эскизное проектирование

3.1. Предварительный расчёт валов


Вращающий момент на быстроходном валу, ТБ= 8,2 Н*м,

Вращающий момент на тихоходном валу, ТТ= 180,4 Н*м.

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков

стальных валов редуктора определяют по формулам:

- для быстроходного вала

- для тихоходного вала

Диаметр вала под подшипник:

, где tкон- высота заплечика.

Диаметр вала под зубчатое колесо:

, где r- координата фаски подшипника,

.


Расчёт диаметра (мм) торсионного вала делается из условия необходимой

жёсткости:

, где z- число зубьев быстроходного колеса,

- длина вала,

- расстояние между внешними опорами, определяется

конструктивно, мм.,

- закручивающий момент, Н*м

, где Кп - коэффициент, характеризующий неравномерность

нагружения потоков,

, где u- передаточное число быстроходной ступени,

Т1- вращающий момент на быстроходной центральной

шестерне.

,

,

Вычисляю диаметр d торсионноготвала:

,

Принимаю d=7мм.


Найденный диаметр торсионного вала проверяют на прочность:


, где момент ,

где p- число потоков,

-допускаемое напряжение при кручении, МПа.,

,

,

,

, следовательно, диаметр торсионного вала выбран правильно.


3.2. Выбор подшипников


Для опор цилиндрических прямозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Опоры приводного вала размещают не в одном, а в разных корпусах, которые 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 неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала. Поэтому в таких узлах применяют 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. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью компенсаторных колец.

Для редуктора выбраны шариковые радиальные однорядные

подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75:

Для промежуточного вала: 205 d=25 мм, D=52 мм, В=15 мм,r=1,5 мм;

Для тихоходного вала: 207 d=35 мм, D=72 мм, В=17 мм, r=2 мм;

Для приводного вала изначально приняты шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней узкой серии 1310 d=50 мм, D=110 мм, В=27 мм, r= 3мм по ГОСТ 5720-75.


4. Расчёт соединений


4.1. Соединение с натягом



Исходные данные:

Т=180,4 Нм - вращающий момент на колесе,

d=40мм- диаметр соединения,

d=60мм- диаметр ступицы колеса,

l=40мм- длинна сопряжения.

1) Среднее контактное давление:

, где К- коэффициент запаса сцепления,

f- коэффициент сцепления.

2) Деформация деталей: