Проектирование привода цепного транспортера с двухступенчатым цилиндрическим вертикальным соосным однопоточным редуктором (835995), страница 2
Текст из файла (страница 2)
Натяг на тихоходном колесеПринимается: материал вала – 40Х, материал колеса – 40Х; сборка –безнагрева.9Из расчетов видно, что для тихоходного вала, Nмах должно быть <107 и больше 27, на роль этойпосадки подходит (по [1], стр96, Т.6.3):H7t6109.3. Расчет соединений призматическими шпонкамиШпонка на тихоходном валу ГОСТ 23360-78:.d = 45[мм]k = 3.5[мм]h = 9[мм]b = 14[мм] см 2*T*103dkl p см 0.2* т 1100*0.2 220( МПа)lp 2* T *1032*867 *103 50( мм)d * k * см 45*3,5* 220Материал шпонок: 40Х(термообработка М48)Шпонка на быстроходном валу ГОСТ 23360-78:d = 25[мм]k = 3[мм]h = 7[мм]b = 8[мм] см 2*T*103dkl p см 0.2* т 1100*0.2 220( МПа)lp 2* T *103 2*33*103 40( мм)d * k * см 25*3*220Материал шпонок: 40ХОкругляется до стандартных размеров: lp = 40[мм]1110.Расчет подшипниковПри расчете было определенно, что более нагруженной является опора 1,ближайшая к выходному концу вала.
Схема сил представлена на рис. 1.Силы в быстроходном зацеплении:Окружная: Ft1 = 1436,5 Н,Радиальная: Fr1 = 540 H,Осевая: Fa1 = 380,5 HСилы в тихоходном зацеплении:Окружная: Ft2 = 6084 Н,Радиальная: Fr2 = 2214,5 H,Осевая: Fa2 = 0 HРис13 = 610 ∗ 3√Б = 610 ∗ √33 = 1956∆=0.05 = ∗ ∆= 100[Н]Из уравнений равновесия получено: = ∗ 22,75 + ∗ 26,5= 437[]5312 = ∗ 26,5= 725[ ]53 = ∗ 120= 226[ ]532 = √ 2 + 2 = 846[ ] = + = 1056[]Fr = 546 [H]Fa = 384 [H]Подшипники рассчитываются по динамической грузоподъемности, т.к.воспринимают внешнюю нагрузку при высоких частотах вращения.Расчет по динамической грузоподъемности:Дано: n = 1445об; d = 25мм; L4ah* = 10000ч; Cr = 14000H; C0r = 6950H;минD = 52мм; Dw = 7.938мм;Расчет:2== 0.2 + Коэф.
f0 определяется из табл. 7.3: f0 = 14Коэф. осевого нагружения:По таблице 7.2:0 0.23 = 0.28()= 0.28 ∗ 0.770.23 = 0.2630384== 0.7 > 546 ∗ 1X = 0.56Y = 1.69Эквивалентная динамическая нагрузка:13 = ( + )Б = (867) ∗ 1.4 = 1214 []KБ = 1,4 – коэф. динамичности нагрузки.KT = 1 – температурный коэф..V = 1 – коэф. вращения кольца (вращение внутреннего кольца относительнорадиальной силы.Расчетный ресурс, скорректированный по уровню надежности и условиямприменения:1066010ℎ = 1 23 ( )= 1 ∗ 0.75 ∗ (14000 31214) ∗10660∗1445= 13266 ч > 4ℎ ∗(подходит и 10к ч)a1 = 1 – корректировка ресурса в зависимости от надежности.a23 = 0.75 – корректировка ресурса в зависимости от особых свойствподшипника.к = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.Подшипники №206 подходят.Посадка: Н7/l0Переходный вал: проверяются шариковые радиальные подшипникитяжелой серии №46307, установленные по схеме «враспор».При расчете было определенно, что более нагруженной является опора 1,ближайшая к шестерне тихоходного вала.
Схема сил представлена на рис.2.рис.2Из уравнений равновесия получено:14 = ∗ 26.5 + ш ∗ 117.5 − ∗ 97= 2596[ ]80 =ш ∗ 117.5 − ∗ 26.5= 6580[]802 = √ 2 + 2 = 7035[]Fr = 7035 [H]Fa = 380.5 [H]Расчет по динамической грузоподъемности:Дано: n =nTUT = 216,3об; d = 35мм; L10ah* = 10000ч; Cr = 42600H;минC0r = 24700H; D = 72мм; Dw = 14,228ммРасчет:2== 0.24 + Коэф.
f0 определяется из табл. 7.3: f0 = 13Коэф. осевого нагружения:0 0.23 = 0.28()= 0.28 ∗ 0.7420.23 = 0.20По таблице 7.2:380,5== 0.053 7135 ∗ 1≤X=1Y=0Эквивалентная динамическая нагрузка: = ( + )Б = (7035 + 0) ∗ 1.4 = 9145[]KБ = 1,4KT = 1V=115Расчетный ресурс, скорректированный по уровню надежности и условиямприменения:4ℎ 10650800 3106= 1 23 ( )= 20 ∗ 0.75 ∗ () ∗= 10090 ч 60914560 ∗ 216a1 = 1a23 = 0.75к=3Подшипник №46306 подходит.Посадка: Н7/l0Тихоходный вал: проверяются шариковые радиальные подшипники2 серии диаметров №210, установленные по схеме «враспор».При расчете было определенно, что более нагруженной является опора 1,ближайшая к выходному концу вала.
Схема сил представлена на рис.3.рис.3 = 180 ∗ 3√ = 1711∆= 0.05 = ∗ ∆= 85,55[Н]Из уравнений равновесия получено: = ∗ 36,5= 850,6[ ]95 = ∗ 36,5= 2337.5[]9516 = ∗ 178,5= 160,74[]952 = √ 2 + 2 = 2487[ ] = + = 2648,2[]Fr = 2648,2 [H]Fa = 0 [H]Расчет по динамической грузоподъемности:Дано: n = 53,4об; d = 50мм; L4ah* = 10000ч; Cr = 35100H;минC0r = 19800H; D = 90мм; Dw = 12.7мм;Расчет:2== 0.28 + Коэф. f0 определяется из табл. 7.3: f0 = 12.1Коэф. осевого нагружения: = 0.28(0 0.23)=00По таблице 7.2:=0= X=1Y=0Эквивалентная динамическая нагрузка: = ( + )Б = 2648,2 ∗ 1.4 = 3754,8 []KБ = 1,4KT = 1V=117Расчетный ресурс, скорректированный по уровню надежности и условиямприменения:4ℎ 10635100 3106= 1 23 ( )= 1 ∗ 0.75 ∗ () ∗= 14134ч > 4ℎ ∗ 609754,860 ∗ 41,2a1 = 1a23 = 0.75к=3Подшипники №411 подходят.Посадка: Н7/l0Приводной валпроверяются шариковые радиальные сферические двухрядные подшипникисерии №1210, установленные по схеме «враспор».Ft = 4700HFr = 1.5Ft = 1.5 ∗ 4700 = 7050НCp = 610 ∗ 3√TН = 5816∆= 0.05Fk = Cp ∗ ∆= 290[Н]Решение:-Fк = Rк1 + Rк218ƩMк1 = - Rк2*500 – Fк*618 = 0R к2 =290 ∗ 618= 358 H500R к1 = 358 − 290 = 68,5 HFt= Ry1 + Ry2ƩM1= - Ft*250 + Ry2*500 = 0R y2 =4700 ∗ 250= 2350H500R y1 = 4700 − 2350 = 2350HRx1+ Rx2 = FrƩM1 = - Fr*250 + Rx2*500 = 0R x2 =7050 ∗ 250= 3550H500R x1 = 7050 − 3550 = 3550 HR1 = √R2x1 + R2y1 = √35502 + 23502 = 4270 HR 2 = √R2x2 + R2y2 = √35502 + 23502 = 4270 HR1max = R1 + Rк1 = 4270 + 68,5 = 4338 HR2max = R2 + Rк2 = 4270+ 358= 4628 HFr1 = KE* R1max = 0,63*4338 ≈ 2732 HFr2 = KE*R2max = 0,63*4628 ≈ 2915 HРассчитываем наиболее нагруженный подшипник 2обДано: n = 53; d = 50мм; Lsah* = 10000ч; Cr = 22800H;минC0r = 11000H; D = 90мм; e=0.21Расчет по статической грузоподъемности:Xo = 0,6, Yo = 0,519P0r = X0*Fr + Yo *Fa = 0,6*2915 = 1769 H = 1,8 кН < Cor = 11.0 кНРасчет по динамической грузоподъемности:Fa=0<eFr VX=1Y = 3.4Эквивалентная динамическая нагрузка:Pr = (VXFr + YFa )K Б K T = (2915) ∗ 1 = 2915 [H]KБ = 1 – коэф.
динамичности нагрузки.KT = 1 – температурный коэф..V = 1 – коэф. вращения кольца (вращение внутреннего кольца относительнорадиальной силы.Расчетный ресурс, скорректированный по уровню надежности и условиямприменения:C106Pr60nLsah = a1 a23 ( r )k22800 3= 1 ∗ 0.75 ∗ (2915) ∗10660∗53= 112563ч > Lsah ∗a1 = 1 – корректировка ресурса в зависимости от надежности.a23 = 0.75 – корректировка ресурса в зависимости от особых свойствподшипника.к = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.Подшипники №1210 подходят.Посадка: Н7/l011.Расчет приводного вала на прочностьКоэффициент запаса принимаем: s = 2.5.20По полученной эпюре (рис. 4) найдем максимальные изгибающий икрутящий моменты в точке контакта ступицы звездочки с валом (опасноесечение): = 1.5 = 1.5 ∗ 4700 = 7050[]1 = 1 ∗ 0.25 = 3525 ∗ 0.25 = 881,25[] = 85,55[Н]1 = 2 ∗ 0.25 = 14 ∗ 0.25 = 3,5[]Рассмотрим опасное сечение в ступице.
При наихудшем случаерасположения радиальной нагрузки от муфты изгибающий момент будетравен: = 1 + 1 = 881,25 + 3,5 = 885[ ∗ м]Крутящий момент:10−3 ∗ ∗ 10−3 ∗ 4700 ∗ 364 === 855,4[ ∗ м]22Максимальные нормальные напряжения для d = 60[мм] =3232 ∗ 885== 41,7[МПа] 3 ∗ 0.0603Максимальные касательные напряжения: =16 16 ∗ 855== 20,159[МПа] 3 ∗ 0.063Эквивалентное напряжение считаем по энергетической теории прочности:экв = √ 2 + 3 2 = √213.16 + 806.88 = 54,3[МПа][] = 750== 300[МПа]2.5экв < []Вывод: переходный вал по прочности проходит.21рис.
412.Подбор муфтТребуется спроектировать комбинированную муфту, чтобыкомпенсировала нагрузку и предохраняла привод от перегрузок.онаВ качестве компенсирующей муфты принимается упругая компенсирующаязубчатая. Момент, который должна выдерживать муфта:Т = ∗ = 867 ∗ 2,2 = 1890[Н ∗ м]В качестве предохранительной муфты принимается предохранительнаяс двумя разрушающимися штифтом с кольцевой проточкой в местеразрушения. Сила среза штифтов:22Fd шт2*T 2*1300 12562 НD * z 0.143* 24* F4*12562 0.006 м 6 мм * B *390Материал штифта: сталь 45 с пределом прочности при сдвиге в=390МПа.Комбинированная муфта представлена на 3 листе проекта[Приложение А].13.Организация системы смазкимОкружная скорость = ⋅⋅= 1 , а σН = 917 Мпа60сДля среднескоростных (v < 2 м/с) закрытых передач обычно применяютпростую смазочную систему — погружением вращающихся деталей вжидкое масло, т.
е. в масляную ванну (рисунок 22.19.1). Во избежаниебольших барботажных потерь глубину погружения быстроходного колесаограничивают (h = 5m = 10мм, где m — модуль зацепления); при этомтихоходное колесо может быть погружено на глубину до 1/3 своегодиаметра.По учебнику [1, стр.
220, Т.11.1-2] выбираем масло для смазываниязацепления: И-Г-А-6814.Звездочки приводного валаИсходные данные:Число зубьев звездочки z: 9.Шаг цепи Р, мм: 125.В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-81. Этот ГОСТ на тяговыепластинчатые цепи. По ГОСТ 588-81 обозначение цепи:М20-1-125-1 ГОСТ 588-81 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающейнагрузкой 20 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 1.D2 = 9,0 мм – диаметр элемента зацепления.Геометрическая характеристика зацепления:λ = Р / d2 = 125 / 9 = 13.8Диаметр делительной окружности:в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2.94в мм: dд = dt*Р = 2.94*125 = 370Диаметр наружной окружности:23De = P(K + KZ – 0,31 / λ) = 125(0.56 + 2.7 – 0.31 / 13.8) = 404[мм]К = 0,7 – коэффициент высоты зубаKZ = ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2.7 – коэффициент числа зубьевДиаметр окружности впадин:Di = д – Dц= 370 –12,5= 357,5[мм]Радиус впадины зубьев:R = 0,5Dц = 0,5*12,5 = 6.25[мм]Половина угла заострения зуба:γ = 13 - 20º;γ = 16 ºУгол впадины зуба:β = 2 γ + 360º / z = 2*16 + 360º/9 = 72ºШирина зуба звездочки:bfmax = 0,9b3 – 1 = 0,9*15 – 1 = 12,5[мм]bfmin = 0,87b3 – 1,7 = 0,87*15 – 1,7 = 11,35[мм]bf = 12,5[мм]Ширина вершины зуба:b = 0,75bf = 0,75*12,5 = 9[мм]Смещение центров дуг впадин:emin = 0,01P = 0.01*125 = 1,25emax = 0,05P = 0.05*125 = 6,25e = 3.75Диаметр ступицы:ст = 1.5 = 1.5 ∗ 60 = 90[мм]Список использованной литературыи источников241)Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.
пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов. – 13-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. –496с.[1]2)Атлас конструкций узлов и деталей машин: Ряховский О.А., Леликов О.П. – М.: ИздательствоМГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. – 400 с.[2]3)Детали машин и основы конструирования, Учеб.
пособие /Гордин П.В., Росляков Е.М., Эвелеков В.И.. — СПб.: СЗТУ, 2006. — 186 с.[3]4)Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» курса«Основы конструирования деталей и узлов машин» /Под ред. Л.П. Варламовой. – М.: МГТУ им.Н.Э. Баумана, 2003. – 88 с.[4]25.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
