Привод цепного транспортера (работа 1)
Привод цепного транспортёра
Содержание
Введение
1 Кинематический расчет привода
2 Предварительный расчет валов
3 Уточненный расчет валов
4 Расчет подшипников на долговечность
5 Выбор смазки редуктора
6 Проверка прочности шпоночного соединения
7 Расчёт соединения с натягом
8 Подбор муфты
9 Список используемой литературы
1 Кинематический расчет.
Выбор электродвигателя
Нахождение мощности на выходе
Р>ВЫХ> = Т /10 3=63000,8/10 3=5.04кВт
1.2 Определение общего КПД привода
>общ >= 3>зуб> 3>подш> >муфты>,
где: >зуб> – КПД зубчатой передачи;
>подш> – КПД подшипников;
>муфты> – КПД муфты.
>муфты> = 0,98; >зуб> = 0,97; >подш> = 0,99;
>общ >= 0,973 0,993 0,98 = 0,867.
1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя
1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя
n>вх> = n>в> u,
где: u = u>быстр> u>тих>;
Из таблицы 1.2 [1] выбраны передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:
u>тих> = (2,5…5,6); u>быстр> =8
n>вх> = n>в> u = 48 (2,5…5,6) 8= 960…1445 об/мин.
Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл. 24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя:
АИР 132S6/960 (d>вала эл.>=38мм.)
1.5 Определение вращающего момента на тихоходном валу
1.6 Определение действительного фактического передаточного числа
U>д> = U>ред> = 20.1
Предварительный расчет валов
Крутящий момент в поперечных сечениях валов
Быстроходного T>б>= 50.8 Hм
Промежуточного T>пр>= 210.46 Hм
Тихоходного T>т>= 1002.8 Hм
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
Для быстроходного:
Для промежуточного:
Для тихоходного:
Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии.
Для быстроходного вала: 207 d=35мм, D=72мм, В=17мм, r=2мм;
Для промежуточного: 207 d=35мм, D=72мм, В=17мм, r=2мм;
Для тихоходного: 213 d=65мм, D=120мм, В=23мм, r=2,5мм;
Уточнённый расчёт валов
3.1 Расчёт быстроходного вала
Ft=1848.3 Н; Fr=697.6 Н; Fa=507.7 Н; Т=50.8 Н·м
Находим реакции опор А и Б:
Реакции опор от действия консольной нагрузки
Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
;
;
-суммарный
изгибающий момент, где
-коэффициент
перегрузки(для асинхронных двигателей
=2,2
);
-крутящий
момент.
-осевая сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так как
,
то вал выдерживает заданную нагрузку.
3.2 Промежуточный вал (расчёт на статическую прочность)
Изгибающий момент от осевых сил:
Находим реакции опор А и Б:
Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
-суммарный
изгибающий момент, где
-
коэффициент перегрузки(для асинхронных
двигателей
=2,2
).
-осевая сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-крутящий
момент;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так как
,
то вал выдерживает заданную нагрузку.
3.3 Тихоходный вал (расчёт на статическую прочность)
Ft=8622 Н; Fr=3379.5 Н; Fa= 3446.2Н; Т=1002.75 Н·м
Fк=Сp·Δ=5400·0,1=540 Н;
Находим реакции опор А и Б:
Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
- суммарный
изгибающий момент, где
-коэффициент
перегрузки (для асинхронных двигателей
=2,2
).
-осевая сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-крутящий
момент;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так как
,
то вал выдерживает заданную нагрузку.
Расчёт на сопротивление усталости:
Вычислим коэффициент запаса прочности S для опасного сечения О.О.
,
[S]=1.5-2.5-допустимое значение коэф. Запаса прочности.
Напряжения в опасных сечениях
;
;
-коэффициенты
снижения
предела
выносливости;
-эффективные
коэффициенты концентрации напряжений;
-коэффициенты
влияния абсолютных размеров поперечного
сечения;
-коэффициенты
влияния качества поверхности;
-коэффициент
влияния поверхностного упрочнения;
;
3.4 Приводной вал (расчёт на статическую прочность)
Находим реакции опор А и Б:
Определяем нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
;
;
-суммарный
изгибающий момент, где
-коэффициент
перегрузки(для асинхронных двигателей
=2,2
).
-осевая сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-крутящий
момент;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так как
,
то вал выдерживает заданную нагрузку.
Расчет сварного соединения:
Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.
Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала, в частности сварных звездочек. В данном случае примененяются специальные втулки к которым привариваются звездочки, образуя единую конструкцию, что обеспечивает нам удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его изготовлении.
Имеем тавровое соединение угловыми швами.
Соединение рассчитывается по касательным напряжениям, опасное сечение находится по биссектрисе прямого угла.
= (Т>з>/2)/W>к> [’],
где [’] – допускаемое напряжение при статической нагрузке для сварных швов. Определяется в долях от допускаемого напряжения растяжения соединяемых деталей;
Т>з> – вращающий момент на звездочке, Т>з >= 443,72 Нм;
W>к> – момент сопротивления при кручении.
Для полого круглого сечения
W>к> = (*D2*0,7*k)/4,
к – катет сварного шва, он находится в пределах 0,5*d k d ,
d – толщина меньшей из свариваемых заготовок, d = 8 мм;
к = 5мм;
W>к> = 3,14*662*0,7*5/4 =14368,6 мм3;
Так как сварка ручная электродами повышенного качества, то
[’] = 0,65*[]>р,>
[]>р> = >т> / S,
где S – коэффициент безопасности.
S = 1,35…1,6
В качестве материала используем сталь 3:
>т> = 220 МПа, S = 1,4.
Тогда []>р> =220/1,4 = 157,14 МПа,
[’] = 0,65*157,14 = 102,14 МПа.
= (443,75*103/2)/14368,6 = 15,44 МПа.
Получили, что = 15,44 МПа [’] = 102,14 МПа.
4 Расчёт подшипников на долговечность
Быстроходный вал: Подшипники шариковые однорядные лёгкой серии
207: d=35мм, D=72мм, В=17мм, Сor=13.7 кН, Сr=25.5 кН.
V=1.0 – при вращении внутреннего кольца подшипника
Данный подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Промежуточный вал: Подшипники шариковые однорядные лёгкой серии
207: d=35мм, D=72мм, В=17мм, Сor=13.7 кН, Сr=25.5 кН
V=1.0 – при вращении внутреннего кольца подшипника
Данный подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Тихоходный вал: Подшипники шариковые однорядные лёгкой серии
213: d=65мм, D=120мм, В=23мм, Сor=34 кН, Сr=56.0 кН.
V=1.0 – при вращении внутреннего кольца подшипника
Данный подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Приводной вал: Подшипники радиальные сферические двухрядные
1213: d=65мм, D=120мм, В=23мм, Сor=17.3 кН, Сr=31 кН.
V=1.0 – при вращении внутреннего кольца подшипника
Данный подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
5 Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
По табл. 11.1 и 11.2 (П.Ф.Дунаев, О.П. Лелиликов) выбираем масло
И-Г-А-32 ТУ38-1001451-78.
В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.
Hmax=120мм, Hmin=70мм.
6 Проверка прочности шпоночного соединения
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
Допускаемое напряжение смятия [>см>]=200МПа
Быстроходный вал: 50.8 Н·м;
Выходной конец вала =Ø35мм; b·h·l =6·6·42;
Промежуточный вал: 210.5 Н·м;
Диаметр вала: Ø42мм; b·h·l =12·8·40;
Тихоходный вал: 1002.75 Н·м;
Выходной конец вала: Ø63мм; b·h·l =16·10·78;
7 Расчёт соединения с натягом
Т=1002Н·м; Fa=3446.2Н; Ft=8622Н;
Вал-Ст45,
Шестерня-Ст40X,
1 Условие работоспособности
к - коэффициент по сцеплению;
-необходимое
давление для обеспечения работоспособности;
Это давление будет создаваться натягом, который мы рассчитываем по формуле Ламе:
µ=0,3
Стандартную посадку подбираем по измеренному натягу, который будет отличаться от расчётного на величину
Проверим посадку по условию прочности:
посадка
пригодна.
8 Подбор муфты
Муфта комбинированная(упругая и предохранительная) с разрушающимся элементом .
Предохранительная муфта отличается компактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется в тех случаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно. Может работать только при строгой соосности валов. В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты, выполняемые из стали или из хрупких материалов (серый чугун ,бронза).В момент срабатывания штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь .Для удобства эксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со штифтом. В этом случае сопряжение втулок с полумуфтами H7/j>s>6, штифта с втулками H7/k6.Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7,предусматривая по торцам минимальный зазор 0.05…0.10 мм .Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга ,следует предусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший ,чем между торцами полумуфт.
Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.
Отличается
простотой конструкции и удобством
монтажа и демонтажа. Обычно применяется
в передачах от электродвигателя с
малыми крутящими моментами.
Упругими элементами здесь служат
гофрированные резиновые втулки.Из-за
сравнительно небольшой толщины втулок
муфты обладают малой податливостью и
применяются в основном для компенсации
несоосности валов в небольших пределах
(
3
мм;
0.10…0,15
мм;
0,6/100
мм/мм ).
Материал полумуфт – чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь 45.
Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:
где z
– число пальцев, z
= 8. Рекомендуют принимать
= 1,8...2 МПа.
Тогда
Пальцы муфты изготовляют из стали 45 и рассчитывают на изгиб:
Допускаемые
напряжения изгиба
,
где
-
предел текучести материала пальцев,
МПа. Зазор между полумуфтами С=6мм
9 Список используемой литературы
М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.