Конструирования вала тяговых звездочек. Расчетная схема валов редуктора (определение реакции и построение эпюр) Определение опорных реакций тихоходного вала

Разработка конструкций валов приводов содержит в себе все основные стадии проектирования, техническое предложение, эскизный проект. Алгоритм расчета валов приведен на рисунке 4.

Рисунок 4 Схема алгоритма расчета вала

Исходные данные для расчета: Т - сила действующая на вал; Fr, Ft,Fx - крутящие моменты. Так как на расчетном валу нет элементов вызывающих осевую силу Fx= 0, Ft = 20806, Fr = -20806, Т = 4383.

Определения опорных реакций

Расчет реакции опор

Реакции опор вала изображены на рисунке 5.

Рисунок 5 Эпюры вала тяговых звездочек

Реакция левой опоры.

где l1,l2,l3,l4 - расстояние между элементами конструкции вала, l1 = 100, l2 = 630 , l3=100, l4=110, = = 20806 H.

где = -20806 Н.

Реакция правой опоры.

Определяем изгибающие моменты для рассчитываемого вала

Горизонтальной плоскости Ми, от оси: для муфты Ми(м) = 0, левая опора Ми(л)= 0, для левой звездочки Ми(лз) = - 2039 Н*м, для правой звездочки Ми(пз) = -2081 Н*м, для правой опоры Ми(п) = -42 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Вертикальной плоскости Ми, от оси: для муфты Ми(м) = 0, левая опора Ми(л)= 0, для левой звездочки Ми(лз) = 0, для правой звездочки Ми(пз) = 0,

для правой опоры Ми(п) = 0 . Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Ми приведенная: для муфты Ми(м) = 4383 Н*м, левая опора Ми(л)= 4383 Н*м, для левой звездочки Ми(лз) = 4383 Н*м, для правой звездочки Ми(пз) = 3022 Н*м, для правой опоры Ми(п) = 42 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Полный изгибающий момент равен: для муфты Т(м) = 4383 Н*м, левая опора Т(л)= 4383 Н*м, для левой звездочки Т(лз) = 4383 Н*м, для правой звездочки Т(пз) = 2192 Н*м, для правой опоры Т(п) = 0 Н*м. Эпюры данных сил изображены на рисунке 5.

Выбираем материал для вала по приведенным нагрузкам: Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Министерство образования и науки РФ

ФГБОУ ВО Кемеровский технологический институт

пищевой промышленности (университет)

Кафедра «Прикладная механика»

ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу “Детали машин и основы конструирования”

КС.01.00.00.ПЗ

Студент гр РС-032 Ахметшин В.Л

Руководитель Гоголина И.В

Кемерово 2015

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

Введение……………………………………………………………………..….............................................4

1. Кинематический и силовой расчеты привода…………………..…….........................................5
   1. Выбор электродвигателя……………………………………..…...............................…....5
      1. Определение общего КПД привода……………………..….....................................5
      2. Определение требуемой мощности двигателя…………..…...................................5
      3. Определение максимальной и минимальной частоты.вращения………………………………………............…….….........................................5
      4. Выбор электродвигатель…………………………....…….................................…....6
   2. Кинематический и силовой расчеты привода………………….................................….7
      1. Определение общего передаточного числа и разбивка его по передачам…………………………………………………….….........................................7
      2. Определение частот вращения на каждом валу привода…....................................7
      3. Определение угловых скоростей на каждом валу привода.…...............................7
      4. Определение мощностей на каждом валу привода………….….............................8
      5. Определение крутящих моментов на каждом валу привода…...............................8

2. Расчёт передачи

2.1.1 Расчёт передачи зацеплением на ЭВМ (приложение 1)

2.2.1 Анализ результатов и выбор оптимального решения.....................................................10

3. Проектировочный расчёт валов......................................................................................................11

3.1.1 Проектировочный расчёт тихоходного вала....................................................................11

3.1.2 Проектировочный расчёт быстроходного вала................................................................11

4. Выбор муфты...................................................................................................................................12

5.Выбор шпонки..................................................................................................................................12

6. Выбор типа подшипников качения: обоснование, тип, серия.......................................................13

7. Уточненный расчёт тихоходного вала.

7.1.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Выявление опасных сечений..............................................................................................................14

7.2.1 Проверочный расчёт вала на выносливость....................................................................16

8. Проверка долговечности подшипников.........................................................................................18

9. Смазка зацепления подшипников...................................................................................................20

Заключение………………………………………………………………….........................................…..21

Список литературы……………………………………………………........…..................................…….22

Техническое задание

По прикладной механике студенту Ахметшину В.Л гр. РС-032. Вариант 1

Выполнить кинематический и силовой расчеты привода по схеме, приведенной на рисунке 1. Выполнить расчет червячной передачи и спроектировать червячное колесо.

Мощность на приводном валу рабочей машины P р.м. = 1,7 кВт.

Частота вращения этого вала ω р.м. = 3,3 с -1 .

Рисунок 1-Кинематическая схема электромеханического привода

Также представить пояснительную записку и рабочий чертеж тихоходного вала формата А3.

Введение

В данной работе требуется произвести кинематический и силовой расчеты привода, состоящий из электродвигателя, муфты, червячного редуктора, клиноременной передачи и вала рабочей машины.

Достоинства червячной передачи : большое число передач, передаточное число постоянно, плавность, бесшумность.

Недостатки червячной передачи : большая сила трения, низкий КПД, особые требования к смазке.

Редуктор – это механическая передача, находящаяся в отдельной закрытой коробке (называемой корпусом), служащая для уменьшения угловой скорости и повышения крутящего момента на ведомом (тихоходном) валу.

Достоинства клиноременной передачи : передача крутящего момента на расстоянии, простота изготовления, бесшумность.

Недостатки клиноременной передачи : непостоянное передаточное число, ремень должен быть постоянно натянут (нагрузка на валы)

Муфта состоит из двух полумуфт и соединительных элементов. Служит для соединения двух валов и передачи крутящего момента без изменения его значения и направления.

Цель работы : приобретение навыков работы с учебной, справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами. А также научиться анализировать назначение и условия работы деталей и принимать обоснованные, конструктивные и технологические решения.

1. Кинематический и силовой расчеты привода

1. Выбор электродвигателя.

1. Определение общего КПД привода

η общ = η ч · η р · η м · η п 3 ;

где η ч – КПД закрытой червячной передачи;

η р – КПД клиноременной передачи;

η м – КПД муфты;

η п – КПД пары подшипников.

Примем

η ч =0,8; η р =0,94; η м =0,98; η п =0,99;

η общ =0,8·0,94·0,98·0,99 3 =0,72.

1. Определение требуемой мощности электродвигателя

1. Определение максимальной и минимальной частоты вращения

n `min = n р . м · u min ; n `max =n р . м ·u max;

u min = u min ч · u min рм ; u max = u max ч · u max рм ;

n р.м. =

где, - частота вращения вала рабочей машины; - частота вращения вала рабочей машины, об/мин; - передаточное отношение редуктора;

n `min =15,76 · 32=504,32 ; n `max =15,76·150=2364

u min =16·2=32; u max = 50·3=150

N р.м. =

1. Выбираем электродвигатель [ 2, с. 456]

АИР 90 L 4 ТУ 16-525.564 – 84 с характеристикой:

Р эд = 2,2 кВт;

n с = 1500об/мин;

n ас = 1395 об/мин.

Выбранный электродвигатель представлен на рисунке 2.

Рисунок 2-Электродвигатель АИ P 90 L 4 с установочными и габаритными размерами

1.2 Кинематический и силовой расчеты привода.

1.2.1 Определение общего передаточного числа и разбивка его по передачам

u общ =

Примем u 2 = 40 , тогда u 1 = .

1.2.2 Определение частот вращения на каждом валу привода

Вал двигателя n = n ac = 1395 об/мин;

Вал I n 1 = n / u 1 = 631,22 об/мин;

Вал II n 2 = n 1 / u 2 = 15,78 об/мин;

Вал III n 3 = n 2 = 15,78 об/мин.

1.2.3 Определение угловых скоростей на каждом валу привода

Вал двигателя ω =

Вал I ω 1 = π * n 1/30 = 66.06 с -1 ;

Вал II ω 2 =π* n 2/30= 1,65 с -1 ;

Вал III ω 3 =ω 2 = 1,65 с -1 .

1.2.4 Определение мощностей на каждом валу привода

Вал двигателя Р = Р эд = 2,36 кВт;

Вал I Р 1 = Р · η р · η п =2,19 кВт;

Вал II Р 2 = Р 1 · η ч · η п = 1,73 кВт;

Вал III Р 3 = Р 2 · η м · η п = 1,67 кВт

1.2.5 Определение крутящих моментов на каждом валу привода

Вал двигателя Н· м;

Вал I Н· м;

Вал II Н· м;

Вал III Н · м.

Результаты расчетов введены в таблицу 1.

Таблица 1 – Результаты расчетов

2 Расчёт передачи

2.1.1 Расчёт передачи зацеплением на ЭВМ (приложение А)

2.2.1 Анализ результатов расчета и выбор оптимального варианта

Выбираем второй вариант с материалом венца колеса БрОЗЦ7С5Н1 , так как он является наиболее оптимальным. В нем выполняются условия: σ н ≤ [σ н ] и σ f ≤ [ σ f ] и в этом варианте средние силы и габариты.

а = 450 мм, БрС30

d f = 216 мм;

d f ≥ 1,35 d = 1,3526 = 35,1;

216 ≥ 35,1 – условие выполняется.

2) а = 200 мм, БрО3Ц7С5Н1

60≥ 35,1 – условие выполняется.

а = 110 мм, БрА10ЖЗМц2

d f = 54 мм;

d f ≥ 1,25 d = 1,3526 = 35,1;

54≥ 35,1 условие выполняется

3 Проектировочный расчет валов

3.1.1 Проектировочный расчет тихоходного вала

d =(7...8) Т т в

d =7=71,05. Уточняем диаметр: d =70

Диаметр под подшипником

d n = d +2 t цил

d n =72+25,1=82,2мм. Примем стандартное значение d n = 85мм.

Диаметр буртика подшипника

d б n = d n +3 r

d б n 2 =85+33,5=95,5мм. Уточняем диаметр буртика подшипника=100

3.1.2 Проектировочный расчёт быстроходного вала

d =(7...8) Т бв

d =7=25,68. Уточняем диаметр: d =26

Диаметр под подшипником

d n = d +2 t цил d n =26+23,5=33. Примем стандартное значение d n = 35мм.

Диаметр буртика подшипника

d б n = d n +3 r

d б n 2 =35+32=41мм. Уточняем диаметр буртика подшипника=42

Формулы и значения t цил, r берем из таблицы

4 Выбор муфты

Выбираем муфту компенсирующую жёсткую цепную ГОСТ-20742-81.

Достоинство муфты-при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом. Чтобы предотвратить утечку масла, в кожух встраивают уплотнения. Кожух выполняют литым из лёгких сплавов.

Т р =КТ кон

Т ном =1048,48 К=(1,1...1,4)

Т р =1,41048,48=1467,87

где, - номинальный длительно действующий момент;

Т кон - динамическая составляющая момента

К- коэффициент режима работы. При спокойной работе и небольших

разгоняемых при пуске массах к – 1,1….1,4

Принимаем по расчетам Муфта цепная 2000-63-1.1 ГОСТ 20742-81

5 Выбор шпонки

1)Диаметр выходного конца тихоходного вала d =70мм l ст=105

Длину ступицы назначают на 8...10 мм больше длины шпонки

Учитывая длину ступицы определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=105-10=95мм. Из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 90 мм

Определяем длину шпонки

l = l р + b =27+20=47мм

Принимаем «Шпонка 20×12×90 ГОСТ 23360 – 78».

2) Диаметр буртика подшипника тихоходного вала d бп =100 мм l ст=80

Определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=80-10=70мм из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 70 мм

Принимаем «Шпонка 28×16×70 ГОСТ 23360 – 78».

3)Диаметр выходного конца быстроходного вала d =26 мм l ст=39

Определяем длину шпонки

l = l ст - 10мм=39-10=29мм из стандартного ряда выбираем длину шпонки l = 28 мм

Принимаем «Шпонка 8×7×28 ГОСТ 23360 – 78».

Проверка прочности шпоночных соединений (Приложение Б)

6 Выбор типа подшипников качения

Конические и червячные колёса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники.

Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала червяка выбираем конические роликовые подшипники серии 7517А ГОСТ 333-79

7 Уточнённый расчёт тихоходного вала

7.1.1 Определение опорных реакций. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выявление опасных сечений

A B C D

На тихоходном валу определим самое опасное сечение, построив эпюры крутящих и изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальных плоскостях, а также суммарную эпюру .

Для построения эпюр воспользовались количественной мерой сил, которые взяли из выбранного нами варианта с материалом венца БрОЗЦ7С5Н1

Fa= H

Fr=2400.856 H

Ft=6553 H

Fm=125=125

d =320 mm

M из= ==136.72 Нм

1) Строим эпюру Мг

∑ Ма =-Fta+Rb(a-b)-Fm(a+b+c)=65530.0064+Rb (0.064+0.064)-4047.53 (0.064+0.064+0.136)=419.392+Rb0.128-1068.54792

0.128Rb=419.392+1068.54792+1487.93992=11624.531 Rb

∑Mb=Ftb-Ra(a+b)-Fmc=65530.064-Ra0.128-4047.530.136

Ra 0.128=419.392-550.46408

Ra=-1024.0006

∑F=Ra+Rb-Fm-Ft=0

Участок AB =Ra a=-1024.00060.064=-65.53

Участок BC =Ra(a+b)-Ftb=-1024.00060.128-65530.136=-550.46

Участок CD =Fmc=-550.46

2) Строим эпюру Мв

∑Ma=-Fra-M+Rb(a+b)=-2400.8560.064-M+Rb 0.128

Rb=2268.553

∑Mb=Fra-M-Ra(a+b)=2400.8560.064-136.72-Ra 0.128

Ra=132.303

∑F=Ra+Rb-Fr=0

Участок AB верх =Ra a=132.3030.064=8.46

Участок ABнижн = Raa - M =132.3030.064-136.72=-128.25

3) Строим суммарную эпюру

B верхняя=

B нижняя=

D =0

Опасным сечением будет место под подшипник, так как в этой точке суммарная эпюра достигает наибольшего значения .

7.2.1 Проверочный расчёт вала на выносливость

Расчет на статическую прочность, заключается в определении d вала в опасном сечении и рассчитываем по формуле:

55.30мм

Т.к. диаметр опасного сечения=55.30мм(что меньше допускаемого 80мм.),то прочность вала обеспечивается

Определим эквивалентный изгибающий момент

Мэкв== =1184.19446 Нм Определим эквивалентное напряжение

экв = ==19.28МПа

Определим осевой момент сопротивления сечения

60261.0156

Определим напряжение в опасных сечениях

9.13 МПа

к= ==8.54 МПа

а= 0,5 а =4,27 МПа

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

99.15 Н/мм2

85.36 Н/мм2

Определим К σ D и К τ D – коэффициенты снижения предела выносливости, вычисляемые по формулам

Примем =4.6 ; =3.2

=(4.6+1-1)=3.53

=(3.2+1-1)=2.46

где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

К dσ и К dτ – коэффициенты влияния размеров поперечного сечения,

Определим коэффициент запаса прочности

==9.53

где S σ и S τ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

10.85

8 Проверка долговечности подшипников

Определим суммарные реакции опор для расчета подшипников

Fr 1.2=

Fr 1==11625.2839Н

Fr 2==2488.9576Н

Значения взяли из пункта-"уточненный расчет тихоходного вала"

Определим осевые составляющие

Fa min 1.2 =0.83 eFr 1.2, где " е"-коэффициент осевого нагружения

Fa min 1 =0.83 0.3911625.2839=3763.1044Н

Fa min 2 =0.83 0.392488.9376=805.6755Н

В соответствии с получившимися значениями находим значения X и Y для опор.

Отношения е X =1 Y =0

Находим эквивалентные нагрузки при Кб=1 и Кт=1

Pr 1.2=(VXFr 1.2+ YFa 1.2) КбКт

Pr 1=(1 111625.2839+03763.1044) 11=11625.2839

Pr 2=2488.9576

Определим расчетную долговечность подшипников при a 23=0.6

L10ah1.2=a1a23

L 10 ah 1= 10.6=4090572.73ч

L 10 ah 2=693169954.647ч

Вывод: L 10 ah =693169954.647ч. Это больше требуемой долговечности L 10 ah =20000ч, поэтому подшипник 7517А пригоден.

9 Смазка зацепления подшипников

Для червячных редукторов используют смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием) , при котором масло в корпус заливается так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колеса масло захватывается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса редуктора, оттуда стекает в нижнюю его часть (масляную ванну). Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман), которая оседает на все детали редуктора.

Окружная скорость не должна превышать 12,5м/с

Определим окружную скорость червяка согласно

где d 1 – делительный диаметр червяка, мм;

n 1 – частота оборотов червяка, об/мин

Определим окружную скорость колеса

где d 2 – делительный диаметр колеса, мм;

n 2 – частота оборотов колеса, об/мин

Определим глубину погружения червяка согласно .

h м =2 m ...0.25 d 2 =2 8...0.25320=16...80мм.

При картерном смазывании передач подшипники смазываются брызгами масла.

Заключение

В данной работе был выполнен кинематический и силовой расчет привода. выполнен проектировочный расчет валов, выбран тип подшипников качения, определен тип смазывания подшипников и зацепления, выполнен уточненный расчет валов, проверены подшипники качения на долговечность, подобран тип муфты. В графической части проекта был выполнен сборочный чертеж тихоходного вала на формате А3 со спецификацией.

Выполнив проверочный расчет валов, и проанализировав полученные данные, мы можем с уверенностью сказать, что данные изделия удовлетворяют необходимым условиям прочности, т.к. коэффициент запаса прочности в несколько раз больше допускаемого S =9.5>[ S ]=2. Исходя из этого, полученные ранее расчеты принимаем как основные.

Произведя проверку прочности шпоночных соединений (раздел 5), мы определили минимальную рабочую длину шпонок, их ширину, высоту, действующие и допускаемые напряжения.

В разделе 6 мы проверили выбранные подшипники на долговечность. Из результатов видно, что средняя долговечность подшипников полностью удовлетворяет заданному ресурсу редуктора.

Погрешность расчетов составляет

∆ P =(P 1- P 2/ P 2) ⦁ 100%=(2.36-2.19/2.19) ⦁ 100%=7%

Результаты расчета показали, что погрешность передаточного числа составляет 0,01% ,а погрешность мощности 7%. Таким образом, принимаем произведенные ранее расчеты как основные.

Список литературы

1 Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов/П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов,–М.:Издательский центр "Академия", 2001.-447с.

2 Детали машин: Учебное пособие по выполнению курсового проекта для студентов механических и технологических специальностей заочной формы обучения/ Л.В Грачёва[и др.],-К.: Кемеровский технологический институт пищевой промышленности, 2003.-180с.

3 Дунаев, П.Ф Курсовое проектирование " Детали машин " учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов 1990.-399с.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КС.01.00.00.ПЗ

Разраб.

Ахметшин В.Л.

Пров.

Гоголина И.В.

Т. контр.

Н. контр.

Утв.

ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ

Лит.

Листов

КемТИПП гр. РС-032

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

КС.01.00.00.ПЗ

η 4

η 3

Вал I I I

n 3 , ω 3 , Р 3 , Т 3

Вал I

n 1 , ω 1 , Р 1 , Т 1

Вал I I

n 2 , ω 2 , Р 2 , Т 2

u 2 , η 2

u 1, η 1

Вал двигателя

n , ω , Р, Т

Изм.

ист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

4

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

5

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

6

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

7

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

8

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

9

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

10

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

11

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

12

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

13

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

14

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

15

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

16

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

17

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

18

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

19

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

20

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

21

КС.01.00.00.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дат а

Лист

5.2 Составление расчетных схем для тихоходного вала и определение реакций в опорах

Из предыдущих расчетов имеем:

L 1 = 69 (мм)

Реакции опор:

1. в плоскости XDZ:

∑М 1 = 0; R X 2 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 2 =F t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

∑М 2 = 0; - R X 1 ∙ 2 l 1 - F t ∙ l 1 = 0; R X 1 =F t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

Проверка: ∑X= 0; R X 1 + R X 2 - F t = 0; 0 = 0

2. в плоскости YOZ:

∑М 1 = 0; F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2 – R y 2 ∙ 2 l 1 = 0; в

R y 2 = (F r ∙ l 1 + F a ∙ d 2 /2)/ 2 l 1 ;Н

R y 2 = (F r ∙ 69+ F a ∙ d 2 /2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н

∑М 2 = 0; - R y 1 ∙ 2 l 1 + F a ∙ d 2 /2 – F r ∙ l 1 = 0;

R y 1 = (F a ∙ d 2 /2 - F r ∙ l 1)/ 2 l 1 ;Н

R y 1 = (F a ∙ 524/2 - F r ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н

Проверка: ∑Y= 0; - R y 1 + R y 2 – F r = 0; 0 = 0

Суммарные реакции опор:

P r 1 = √ R 2 X 1 + R 2 Y 1 ;Н

P r 1 = √ 8916,5 2 + 2691,7 2 = 9313,9 Н

P r 2 = √ R 2 X 2 + R 2 Y 2 ;Н

P r 2 = √ 8916,5 2 + 9314,7 2 = 12894,5 Н

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре Z.

Принимаем шариковые радиальные подшипники 219 легкой серии:

D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С 0 = 95,6 кН.

5.3 Проверка долговечности подшипника

Определим отношение F a /С 0

F a /С 0 = 3162/95600 = 0,033

По таблице отношению F a /С 0 соответствует е = 0,25

Определим отношение F a /VF r

V – коэффициент при вращении внутреннего кольца

F a /VF r = 3162/6623 = 0,47

Определим эквивалентную нагрузку

Р = (x ∙ V ∙ F r + YF a) ∙ K σ ∙ K T ; Н

K σ – коэффициент безопасности

K T – температурный коэффициент

Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 Н

Определим расчетную долговечность в млн.об.

L = (С/Р) 3 млн.об.

L = (108000/16807) 3 млн.об.

Определим расчетную долговечность в часах

L h 1 = L ∙ 10 6 /60 ∙ n 3 ; ч

L h 1 = 265 ∙ 10 6 /60 ∙ 2866 = 154 ∙10 3 ч

L h 1 ≥ 10 ∙ 10 3

154 ∙10 3 ≥ 10 ∙10 3

5.4 Оценка пригодности выбранных подшипников

Оценка пригодности выбранных подшипников

154 ∙10 3 ≥ 17987,2

154000 ≥ 17987,2

6. Конструирование элементов передачи

6.1 Выбор конструкции

Зубчатое колесо – кованое, форма – плоское

Шестерня выполнена за одно целое с валом

6.2 Расчет размеров

1. шестерня

Её размеры определены выше

Его размеры определены выше

Определим диаметр ступицы:

d ст = 1,6 ∙ d к; мм

d ст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм

Принимаем d ст = 200 мм

Определим длину ступицы:

l ст = (1,2 ÷1,5) ∙ d к; мм

l ст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 мм

Т.к. l ст ≤ b 2 , принимаем l ст = 95 мм

Определим толщину обода:

δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙m ; мм

δ 0 = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 мм

Принимаем δ 0 = 16 мм

Определим толщину диска:

С = 0,3 ∙ b 2 ; мм

С = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм

Принимаем С = 30 мм

Не только самоокупаемый, но и, в перспективе, приносящий ощутимую экономию на издержках. 3. Определение экономической эффективности разработки Введение Данная дипломная работа посвящена исследованию системы автоматического учёта движения грузов на складе. Рассмотрены основные принципы работы системы, проанализированы возможные ошибки. Исследования проводились с целью выявления новейших...

9, д, e) Крутонаклонные конвейеры с прижимной лентой успешно эксплуатируются на предприятиях связи и торговли для транспортирования посылок, пакетов, ящиков, коробок н т. п. Эти конвейеры выполнены па базе типовых узлов серийно выпускаемых стационарных ленточных транспортеров. Их производительность составляет свыше 200 единиц грузов в час, а угол наклона - 40-90°. Трубчатые и...

Перехода высокого напряжения на электроды при пробое; - наличие на участке не менее двух рабочих, прошедших соответствующий инструктаж. 15.1.2 Расчёт и проектирование системы общего искусственного освещения проектируемого механического цеха Наиболее распространёнными источниками света являются лампы накаливания, люминесцентные лампы и дуговые ртутные лампы. Предпочтение отдают люминесцентным...

... (ГАЦ), которая предназначена для управления роспуском составов на сортировочных горках в сортировочных станциях. · Станционное здание (вокзал), пассажирские перроны. Грузовая работа включает следующие операции: 1. Организация грузового хозяйства станций 2. Эксплуатация и содержание сооружений и устройств грузовых районов, складского, весового и холодильного хозяйств 3. Организация...

Тихоходный вал:

Дано: Ft = 1546,155 H, Fr = 567,339 H, Lт = 0,093 м, Lт/2 = 0,0465 м,

1. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

Rсх*Lт + Ft * Lт/2 = 0

Rсх*0,093+1546,155*0,0465 = 0

Rсх*0,093 = -71,896

Rсх = 71,896/0,093 = 773,075 Н

Ft* Lт/2+Rдх* Lт = 0

1546,155*0,0465+ Rдх *0,093 = 0

Rдх = 71,896/0,093 = 773,075 Н

Проверка: ∑Fnх = 0

Rдх + Rсх - Ft = 0 ; 773,075+773,075-1546,155 = 0 ; 0 = 0

М2лев = Rсх * Lт/2 = 773,075*0,0465 = 35,947 Нм

М2пр = М2лев = 35,947 Нм

М3лев = Rсх * Lт- Ft* Lт/2 = 71,895-71,895 = 0

2. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

Rсу*Lт + Fr * Lт/2 = 0

Rсу*0,093+567,339*0,0465 = 0

Rсу = 26,381/0,093 = 283,669 Н

Fr* Lт/2+Rду* Lт = 0

567,339*0,0465+ Rду *0,093 = 0

Rду = 26,38/0,093 = 283,669 Н

Проверка: ∑Fnу = 0

Rсу – Fr+ Rду = 0 ; 283,669 – 567,339+283,669 = 0 ; 0 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М2лев = Rсу * Lт/2 = 283,669 *0,0465 = 13,19 Нм

М2пр = М2лев = 13,19 Нм

М3лев = Rсу * Lт- Fr* Lт/2 = 26,381-26,381 = 0

3. Строим эпюры крутящих моментов.

Мк = М2 = Ft*d2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Нм

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

Rс = = 823,476 Н

Rд = = 823,476 Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты.

М2 = = 38,29 Нм

7. Проверочный расчет подшипников:

7.1 Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца.

Сr = 29100 Н для быстроходного вала (табл. К27, стр.410 ), подшипник 306.

Сr = 25500 Н для тихоходного вала (табл. К27, стр.410 ), подшипник 207.

Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh ≥ 60000 часов.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp, Н с базовой долговечностью L10h, ч. с требуемой Lh, ч. по условиям Crp ≤ Сr; L10h ≥ Lh.

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, Н и базовая долговечность L10h, ч. определяются по формулам:

Crp = ; L10h =

где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

ω – угловая скорость соответствующего вала, с

М – показатель степени: М = 3 для шариковых подшипников (стр.128 ).

7.1.1 Определяем эквивалентную нагрузку RE = V* Rr*Кв*Кт, где

V – коэффициент вращения. V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника (стр.130 ).

Rr – радиальная нагрузка подшипника, Н. Rr = R – суммарная реакция подшипника.

Кв – коэффициент безопасности. Кв = 1,7 (табл. 9.4, стр.133 ).

Кт – температурный коэффициент. Кт = 1(табл. 9.5, стр.135 ).

Быстроходный вал: RE = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 Н

Тихоходный вал: RE = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 Н

7.1.2 Рассчитываем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L10h подшипников:

Быстроходный вал: Crp =2249,448 = 2249,448*11,999 = 26991,126 Н; 26991,126 ≤ 29100 - условие выполнено.

75123,783 ≥ 60000 - условие выполнено.

Тихоходный вал: Crp = 1399,909 = 1399,909*7,559 = 10581,912 Н; 10581,912 ≤ 25500 - условие выполнено.

848550,469 ≥ 60000 - условие выполнено.

Проверочный расчет показал рентабельность выбранных подшипников.

7.1.3 Составляем табличный ответ:

Основные размеры и эксплуатационные размеры подшипников:

8. Конструктивная компоновка привода:

8.1 Конструирование зубчатых колес:

Зубчатое колесо:

На торцах зубьев выполняют фаски размером f = 1,6 мм. Угол фаски αф на шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей НВ < 350, αф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка.

8.1.1 Установка колеса на вал:

Для передачи вращающегося момента редукторной парой применяют шпоночное соединение посадкой Н7/r6.

8.1.2 При использовании в качестве редукторной пары шевронных колес заботится об осевом фиксировании колеса нет необходимости, однако для предотвращения осевого смещения подшипников в сторону колеса устанавливаем две втулки по обе стороны колеса.

8.2 Конструирование валов:

Переходный участок валов между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняют канавкой:

8.2.2 На первой и третей ступени тихоходного вала применяем шпоночное соединение со шпонками, имеющими следующие размеры:

8.3 Конструирование корпуса редуктора:

Корпус изготовлен литьем из чугуна марки СЧ 15. Корпус разъемный. Состоит из основания и крышки. Имеет прямоугольную форму, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов. В верхней части крышки корпуса имеется смотровое окно, закрытое крышкой с отдушиной. В нижней части основания расположены две пробки – сливная и контрольная.

Толщина стенок и ребер жесткости δ, мм.:δ=1,12 =1,12*3,459=3,8 мм.

Для выполнения условия δ≥6 мм., принимаем δ = 10 мм.

8.3.1 Крепление редуктора к фундаментальной раме (плите), осуществляется четырьмя шпильками М12. Ширина фланса 32 мм., координата оси отверстия под шпильку 14 мм. Соединение крышки и основания корпуса осуществляется шестью винтами М8. Крышка смотрового окна крепится четырьмя винтами М6.

8.4 Проверочный расчет валов

8.4.1. Определяем эквивалентный момент по формуле для валов:

Быстроходный вал: Мэкв = = = 63,011 (Н)

Тихоходный вал: Мэкв = = = 150,096 (Н)

8.4.2. Определяем расчетные эквивалентные напряжения δэкв и сравниваем их с допустимым значением [δ]u. Выбираем для ведущего и ведомого вала сталь 45, для которой [δ]u = 50 мПа

d = 42 – диаметр тихоходного вала в опасном сечении.

Вывод: прочность быстроходного и тихоходного вала обеспечена.

Смазывание

9.1 Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек.

9.2 Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях GН и фактической окружной скорости колес U. Сорт масла выбирается по таблице 10.29, стр.241. В данном редукторе при U = 1,161 м/сек, GН = 412 применяется масло сорта И-Г-А-68.

9.3 Для одноступенчатых редукторов объем масла определяют из расчета 0,4…0,8 л. на 1 квт передаваемой мощности. Р = 2,2 квт, U = 2,2*0,5 = 1,100 л. Объем масла в проектируемом редукторе составляет 1,100 л. Заполнение редуктора маслом осуществляется через смотровое окно. Контроль уровня масла осуществляется с помощью контрольной пробки. Слив масла производят через сливную пробку.

9.4 Смазывание подшипников:

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла. Наиболее распространенной для подшипников качения – пластичной смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-75).