Реферати українською » Промышленность, производство » Привід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, циліндричного двоступінчастого редуктора і з'єднувальних муфт


Реферат Привід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, циліндричного двоступінчастого редуктора і з'єднувальних муфт

valign=top>79 395 80

 

3.4 Визначення наснаги в реалізаціїзацеплении

>Бистроходная щабель:

Окружна сила взацеплении:

>Радиальная сила взацеплении:

F>r=F>t·>tg20=5759· >tg20=2096 H

де =20 - стандартний кут.

Результати розрахунку представлені у таблиці 3.4 1

Таблиця 3.4.1

Окружна сила (М) >Радиальная сила (М) >Осевая сила (М)
5759 2096 0

>Тихоходная щабель:

Окружна сила взацеплении:

>Радиальная сила взацеплении:

F>r=F>t·>tg20=14881· >tg20=5416 H

де =20 - стандартний кут.

Результати розрахунку представлені у таблиці 3.4 2

Таблиця 3.4.2

Окружна сила (М) >Радиальная сила (М) >Осевая сила (М)
14881 5416 0

3.5Проверочний розрахунок передачі на контактнуусталостную міцність

>Бистроходная щабель:

ZБ=9600МПа1/2

Розрахункові контактні напруги у межах що допускаються, отже, контактна міцність передачі забезпечена.

>Тихоходная щабель:

ZБ=9600МПа1/2

Розрахункові контактні напруги у межах що допускаються, отже, контактна міцність передачі забезпечена.

3.6.Проверочний розрахунок передачі наизгибнуюусталостную міцність

>Бистроходная щабель:

Розрахункові напруги вигину в зубах колеса:

>>F2=KF · F>t · YFS2 · Y> · Y>/b2>m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 [>] >F2

де YFS2=3,59 - коефіцієнт враховує форму зуба і концентрацію напруг, приймається за таблицею залежить кількості зубів

KF = K>FV. K>F. K>F=1,09.0,188.1,18 =0,24- коефіцієнт навантаження

 

Y> =1 - коефіцієнт враховує кут нахилу зуба;

Y>= 1 - коефіцієнт враховує перекриття зубів;

Обидва коефіцієнта (Y) залежать від ступеня точності (8)

Розрахункові напруги вигину в зубах шестерні:

 

>>F1=>F2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [>] >F1

Розрахункові напруги вигину менше що допускаються, отже,изгибная міцність шестерні забезпечена.

>Тихоходная щабель:

Розрахункові напруги вигину в зубах колеса:

 

>>F2=KF · F>t · YFS2 · Y> · Y>/b2>m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 [>] >F2

де YFS2=0,23 - коефіцієнт враховує форму зуба і концентрацію напруг, приймається за таблицею залежить кількості зубів

 

KF = K>FV. K>F. K>F=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коефіцієнт навантаження

 

Y> =1 - коефіцієнт враховує кут нахилу зуба;

Y>= 1 - коефіцієнт враховує перекриття зубів;

Обидва коефіцієнта (Y) залежать від ступеня точності (8)

Розрахункові напруги вигину в зубах шестерні:

 

>>F1=>F2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [>] >F1

Розрахункові напруги вигину менше що допускаються, отже,изгибная міцність шестерні забезпечена.

Результати розрахунку передачі на міцність представлені утабл.3.6.1

Таблиця 3.6.1

Розрахункові напруги >Допускаемие напруги

>Бистроходная

щабель

>Расчет на контактнуусталостную міцність 864 875
>Расчет наусталостнуюизгибную міцність >Шестерня 41,7 382
Колесо 36,7 382

>Тихоходная

щабель

>Расчет на контактнуусталостную міцність 722 875
>Расчет наусталостнуюизгибную міцність >Шестерня 34,9 382
Колесо 30,8 382

4. Попередній розрахунок валів

4.1 Вибір матеріалу і що допускаються напруг

Для шестерні раніше прийнято матеріал - сталь40Х.

Для тихохідного валу також приймаємо сталь40Х.

>Механические характеристики поліпшеною стали40Х

Межа міцностів = 800МПа.

Межа плинностіТ = 640МПа.

>Допускаемие напруги при розрахунку на статичну міцність при коефіцієнті запасу

>n=1.5 [>] = 640/1.5 =426МПа.

4.2 Попередній розрахунок швидкохідного валу

Діаметр вихідного кінця валу:

приймаємо стандартне значення >d = 40 мм.

Для зручності монтажу деталей вал виконуємо східчастої конструкції. Діаметр валу під підшипник:

 

>dn=>d+2>tкін = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм

де >tкін = 2,3 мм,

приймаємо стандартне значення >dn = 45 мм.

Діаметрбуртика підшипника приймаємо з урахуваннямфасок на кільцях підшипника:

 

>d>бп = >dп+3>r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм

 

де >r = 2,5 мм

Приймаємо >d>бп = 53 мм.

Довжина вихідного ділянки валу:

 

l>m=1, 5 · >d= 1,5 · 40 = 60 мм

приймаємо l>m= 60 мм.

Довжина ділянки валу під підшипник:

 

l>k=1,4 · >dn= 1,4 · 45 = 63 мм

приймаємо l>k=65 мм.

Інші розміри валу визначаються з попередньої промальовування редуктора.

4.3 Попередній розрахунок проміжного валу

Діаметр валу під колесо:

приймаємо стандартне значення >dДо = 60 мм.

Діаметрбуртика колеса:

>dбк=>dдо+3>f= 60 + 3 ·2=66 мм

Діаметр валу під підшипник:

>dn = >dдо+3>r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм

приймаємо стандартне значення >dп= 50 мм.

Діаметрбуртика підшипника приймаємо з урахуваннямфасок на кільцях підшипника:

>d>бп = >dп+3>r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм

4.4 Попередній розрахунок тихохідного валу

Діаметр вихідного кінця валу:

Для зручності монтажу деталей вал виконуємо східчастої конструкції. Діаметр валу під підшипник:

>dn = >d + 2 · >tкін = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм

де >tкін = 2,5 мм.

приймаємо стандартне значення >dn = 75 мм.

Діаметрбуртика підшипника приймаємо з урахуваннямфасок на кільцях підшипника:

>d>бп = >dп+3>r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм

де >r = 3,5 мм.

приймаємо >d>бп = 86 мм.

Діаметр ділянки валу під колесо:

>d>k=>d>бп = 86 мм

Діаметрбуртика колеса:

>dбк=>dдо+3>f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм

де >f =2,5 мм.

приймаємо >dбк= 95 мм.

Довжина вихідного ділянки валу:

lм=1,5 · >d= 1,5 · 70 = 105 мм

приймаємо lм = 105 мм.

Довжина ділянки валу під підшипник:

l>k=1,.4 · >dn= 1,4 · 85 = 119 мм

приймаємо l>k = 120 мм.

Інші розміри валу визначаються з попередньої промальовування редуктора.

Відстань між деталями передач

>Зазори між колесами і внутрішніми поверхнями стінок корпусу:

Приймаємо а = 12 мм;

Відстань між дном корпуси та поверхнею коліс:

Відстань міжторцовими поверхнями коліс:

Приймаємо 6 мм;

де L 670 мм - відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач, прийнято зескизной компонування редуктора.


5. Вибір муфт

>Муфти типуМУВП дозволяють пом'якшувати ударні навантаження і ривки рахунок пружних елементів у складі муфти, ще, вони допускають деякі неточності складання.

Для сполуки швидкохідного валу редуктора з валом електродвигуна вибираємо муфту пружнувтулочно-пальцевую (>МУВП) ГОСТ 21424-75.

Приймаємо муфту >МУВП 250-40-1У3 ГОСТ 21424-93.

Номінальний крутний момент М>кр.,Нм = 250

Частота обертання, об./хв, трохи більше = 4600

Зміщення валів, трохи більше:

радіальне = 0,3

кутовий =1°00

Для сполуки тихохідного валу редуктора з валом барабана вибираємо муфту пружнувтулочно-пальцевую (>МУВП) ГОСТ 21424-75.

Приймаємо муфту >МУВП 4000-70-1У3 ГОСТ 21424-93.

Номінальний крутний момент М>кр.,Нм = 4000

Частота обертання, об./хв, трохи більше = 1800

Зміщення валів, трохи більше:

радіальне = 0,5

кутовий =0°30


6. Вибір підшипників

6.1. Вибір типу, і типорозміру підшипника

Всім валів приймаємо радіальні кульковіоднорядние підшипники по ГОСТ 8338-75, такий вибір обгрунтовується тим, що упрямозубой циліндричною передачі виникають лише радіальні осьові навантаження, такий тип підшипників забезпечує нормальну роботу валу при дії нею радіальних навантажень.

Попередньо як опор швидкохідного валу приймаємо підшипник №309; для проміжного валу №310; для тихохідного валу №315.

6.2. Вибір схеми установки підшипників

Установка валів не вимагає доситьнадежной осьової фіксації через брак дії осьової навантаження. Таку фіксацію забезпечує схема установки підшипника ">враспор". У цьому торці внутрішніх кілець підшипника наштовхуються набуртики виконані на валу, торці зовнішніх кілець впираються і торці кришок.

Така схема установки забезпечує простоту конструкції, небагато деталей вузла, простоту регулювання, що виробляється набором прокладок.

Щоб уникнутизащемления валу в опорах внаслідок температурних деформацій слід передбачити зазор між торцем зовнішнього кільця однієї з підшипників і кришкою. Після встановлення нормального температурного режиму роботи валу зазор зникає. І на відповідність до рекомендаціями приймемо обох валів зазор 0,5 мм.


6.3. Перевірка довговічності підшипників тихохідного валу

6.3.1 Упорядкуваннярасчетной схеми й визначення реакцій в опорах

Для складання розрахункової схеми використовуємо ескізи валів і попередню промальовування редуктора.

Розрахункова схема тихохідного валу представлена наРис.6.3.1 На тихохідний вал діють сили узацеплении. У підшипникових опорах - Проте й Б виникають реакції опор. Реакції представлені у вигляді складових на осі координат.

Визначаємо реакції в опорах Проте й Б.Расчет ведемо окремо для площиніZOX і в пласкостіYOX.

Де l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3 = 154 мм - прийнято з попередньої промальовування редуктора.

У зв'язку з можливої неточністю установки валів (перекіс,несоосность) на муфті діятиме додаткова сила:

Fм =

>Составляем рівняння суми моментів всіх сил, щодо точок Проте й Б

т. А

у площиніYOZ

у площиніXOZ

т. Б

у площиніYOZ

у площиніXOZ

З суми моментів всіх сил, які у площиніYOZ щодо опори А одержимо:

З суми моментів всіх сил які у площиніYOZ щодо опори Б одержимо:

З суми моментів всіх сил які у площиніXOZ щодо опори А одержимо:

З суми моментів всіх сил які у площиніXOZ щодо опори Б одержимо:

Сумарні реакції опор:

Як бачимо найбільша реакція виникає у опорі Б. За величиною цієї реакції продукуватимемо перевірку довговічності підшипників для тихохідного валу.

6.3.2 Перевірка довговічності підшипників

На тихохідний вал прийнято підшипник №315. Для даного підшипника динамічнагрузоподъемность З>r = 89000 М, статичнагрузоподъемность Зпро>r = 72000 М.

Перевірка на статичну вантажопідйомність:

Розрахунок підшипника на поставлене ресурс:

>Эквивалентная навантаження підшипник:

 

Р>r= (>XVR +>YFa) KбK>m

Оскільки навантаження Fa = 0, то коефіцієнти X = 1, а Y = 0

V = l - коефіцієнт враховує обертання кілець;

Доб = 1,5 - коефіцієнт безпеки, прийнято за таблицею;

Дот = 1 - температурний коефіцієнт.

 

Р>r= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H

>Расчетная довговічність підшипника в годиннику:

де а23 = 0,7 - коефіцієнт, що характеризує спільне впливом геть ресурс підшипника якості металу кілець, тілкачения і умов експлуатації;

а1 = 1 - коефіцієнт, довговічності у функції необхідної надійності;

>k = 3 - показник ступеня для кулькових підшипників. Оскільки розрахунковий ресурс , то попередньо призначений підшипник 315 придатний.

При необхідному ресурсі надійність вище 90%.


7. Конструювання елементів циліндричною передачі

Шестерні виконуємо як єдине ціле з валом, розміри цієї деталі визначено раніше.

>Рис. 7.1

Прикрупносерийном виробництві заготівлю зубчастого колеса отримують вільної куванням із наступноютокарной обробкою. Представлена нарис.7.1 конструкція колеса має нескладну технологію виготовлення, невеличкий вагу, забезпечує економію матеріалу і достатню несе здатність.

Розміри коліс обчислюємо залежно від діаметрів валів під колеса і ширин коліс вирахуваних раніше.

Колесо швидкохідної щаблі:

Діаметр маточини:

>d>cm= 1,5 · >d>k= 1,55 · 65 = 100,75 мм

 

приймаємо >d>cm= 105 мм.

Товщина зубчастого віденця:

 

P.S = 2,2 · >m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм

>Рис. 7.1

 
приймаємо P.S = 10 мм.

>Фаска:

>f=0,5 · >m = 0,5 · 3 = 1,5 мм

приймаємо згідно >f = 1,5 мм, кут фаски 45°.

Щоб зменшити обсяг точної механічного оброблення на диску колеса застосуємовиточки, у своїй товщина диска тут:

З = 0,5 · b = 23 мм, для вільної виїмки заготівлі колеса з штампа застосовуємо штампувальні ухили (7°) і радіусискругления R = 6 мм

На діаметр вершин зубів призначаємо полі допускуh11, на діаметр посадкового отвори призначаємо полі допускуН7, нашпоночний паз полі допускуJs9. Граничні відхилення інших розмірів приймаємо: для отворівHI4, валівh14, інших ± IT 14/2.

>Шероховатость поверхні зубівRa1,3, шорсткість посадочної поверхніRaO,80, шорсткість торцевих поверхонь колесаRa 3,2, шорсткість інших поверхоньRa6.3.

Колесотихоходной щаблі:

Діаметр маточини:

>d>cm= 1,5 · >d>k= 1,55 · 86 =129 мм

приймаємо >d>cm= 130 мм.

Товщина зубчастого віденця:

P.S = 2,2 · >m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм

приймаємо P.S = 18 мм.

>Фаска:

>f=0,5 · >m = 0,5 · 5 = 2,5 мм

приймаємо згідно >f = 2,5 мм, кут фаски 45°.

Щоб зменшити обсяг точної механічного оброблення на диску колеса застосуємовиточки, у своїй товщина диска тут:

З = 0,5 · b = 40 мм, для вільної виїмки заготівлі колеса з штампа застосовуємо штампувальні ухили (7°) і радіусискругления R = 6 мм

На діаметр вершин зубів призначаємо полі допускуh11, на діаметр посадкового отвори призначаємо полі допускуН7, нашпоночний паз полі допускуJs9. Граничні відхилення інших розмірів приймаємо: для отворівHI4, валівh14, інших ± IT 14/2.

>Шероховатость поверхні зубівRa1,3, шорсткість посадкової поверхніRaO,80, шорсткість торцевих поверхонь колесаRa 3,2, шорсткість інших поверхоньRa6.3.


8.Расчетшпонок

Для сполуки валів з деталями обертання приймаємо шпонки по ГОСТ 23360-78 як найпростіші за конструкцією.Расчет шпонки зводиться до визначення її робочої довжини. Розміри шпонки вибираємо залежно від діаметра відповідного валу.

>Шпонка сполукиполумуфти і швидкохідного валу:

,

де h = 8 мм - висота шпонки;d = 40 мм - діаметр вихідного кінця валу; [>див] = 180 >Н/мм2 - допущені напругисмятия для сталевої маточини.

Приймаємо шпонку - 12 x 8 x 22 ГОСТ 23360-78

>Шпонка сполуки проміжного валу і колеса:

де h = 11 мм - висота шпонки;d = 60 мм - діаметр валу; [>див] = 180 >Н/мм2 - допущені напругисмятия для сталевої маточини.

Приймаємо шпонку - 18 x 11 x 45 ГОСТ 23360-78

>Шпонка сполуки тихохідного валу і колеса:

де h = 14 мм - висота шпонки;d = 86 мм - діаметр валу; [>див] = 180 >Н/мм2 - допущені напругисмятия для сталевої маточини.

Приймаємо шпонку - 22 x 14 x 50 ГОСТ 23360-78

>Шпонка сполукиполумуфти тихохідного валу:

де h = 12 мм - висота шпонки;d = 70 мм - діаметр валу; [>див] = 180 >Н/мм2 - допущені напругисмятия для сталевої маточини.

Приймаємо шпонку - 20 x 12 x 100 ГОСТ 23360-78


9.Уточненний розрахунок валів

9.1 Побудоваепюризгибающих ікрутящих моментів

Застосовуючи метод перетинів будуємоепюриизгибающих моментів в площинахXOZ іYOZ.Эпюри представлені нарис.9.1.

Поепюрам визначаємо максимальні значенняизгибающих моментів ікрутящего моменту:

My >max = 245157 М · мм

Mx >max = 519788 М · мм

M>кр >max = 2746540 М · мм

9.2. Перевірка статичної міцності валу

Для тихохідного валу небезпечним перетин підподшипником, розташованим ближчі один до виходу валу, де діє максимальнийизгибающий момент.

>Геометрические характеристики перерізу:

Момент опору вигину:

Момент опорукручению:

Напруга від вигину:

,

де

 - коефіцієнт перевантаження, для асинхронних двигунів

F>max = 0 -т.к відсутня осьова сила

Напруга від крутіння:

,

де

Приватні коефіцієнти запасу міцності:

Загальний коефіцієнт запасу міцності межею плинності:

Статична міцність забезпечена,т.к ; , де

9.3. Перевіркаусталостной міцності тихохідного валу

Приймемо, що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклу, акасательние від

Схожі реферати:

Навігація