Курсовая работа: Проектування привода конвеєра

Розраховуємо коефіцієнт корисної дії передачі:

 (3.21)

декут тертя, вибираємо з табл. 2.4

Таблица 3.1 – Кут тертя  між стальним черв’яком і венцем колеса

Приймаємо  =3°20'

Розраховуємо колову швидкість черв’яка за формулою:

 (3.22)

м/с

 (3.23)

Визначаємо швидкість ковзання за формулою:

 (3.24)

 =0,95

σ=280МПа

Розраховуємо колову, радіальну і осьову сили в зачепленні:

 (3.25)

 (3.26)

 (3.27)

Мал. 3.1. Схема зачеплення черв’ячної передачі

3.4 Перевірний розрахунок

Розраховуємо дійсне контактне напруження за формулою:

 (3.28)

254 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо максимальне дійсне контактне напруження за формулою:

 (3.29)

Т2Н max= Тт / 0,8 =310 / 0,8 = 387,5 Н·м

284 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо дійсне напруження згину за формулою:

 (3.30)

YFN – вибираємо з таблиці 3.1 в залежності від

 (3.31)

 (3.32)

Приймаємо YFN=1,4

29,6 МПа < 400 МПа – умова виконується.

Розраховуємо максимальне дійсне напруження згину за формулою:

 (3.33)

37 МПа < 400 МПа – умова виконується.

4. Проектування валів

4.1 Розрахунок валів з умови кручення

Розрахунок виконується за умов:

-  міцність на кручення

;  (4.1)

-  зниженого умовного допустимого напруження кручення в межах  пропорційно відносної навантаженості вала

-  забезпечення осьової фіксації деталей, що розміщуються на валу.

Швидкохідний вал

Діаметр консольної ділянки

 (4.2)

де Тш – момент на швидкохідному валу редуктора

мм.

Округляємо до d=17мм.

Діаметр вала під підшипник

 (4.3)

де t=2мм – розмір висоти бурта.

dП=17+2·2=21мм

Приймаємо dп=20мм.

Діаметр бурта під підшипник

 (4.4)

де r=1,6мм – радіус галтельного переходу

dбп=20+3,2·1,6=25,12 мм

Приймаємо dбп=25мм.

Так як діаметр вершин зубців черв’яка dа1=34,75 мм, менше за 2dбп, то черв’як виконуємо сумісно з валом.

Тихохідний вал

Діаметр консольної ділянки

 (4.5)

де Тт – момент на тихохідному валу редуктора

Округляємо до d=40мм.

Діаметр вала під підшипник

 (4.6)

де t=1,7мм – розмір висоти бурта

dП=40+2·1,7=43,4 мм

Приймаємо dп=45мм.

Діаметр бурта під підшипник

 (4.7)

де r=3мм – радіус галтельного переходу

dбп=45+3,2·3=53,6 мм

Приймаємо dбп=55мм.

Діаметр вала під колесо

 (4.8)

Приймаємо dк=55мм.

Діаметр бурта під колесо

 (4.9)

де f=1,6мм – розмір факи

dбк=55+3·1,6=59,8 мм

Приймаємо dбп=60мм.

4.2 Вибір типа та схеми розташування підшипників

В опорах валів встановлюємо роликові радіально-упорні конічні однорядні підшипники. На швидкохідному валу встановлюємо підшипники середньої серії за схемою "у розпір. На тихохідному валу встановлюємо підшипники легкої серії за схемою "у розпір".

Мал. 4.1. Ескіз підшипників кочення

Таблиця 4.1.Вибір підшипників

4.3 Ескізна компоновка редуктора

Відстань між колесом і внутрішньою поверхнею корпуса редуктора

Відстань між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею корпуса приймаємо          g=8мм

Відстань між опорами черв’яка приймаємо

l1=daм2=137мм

Довжина консольної ділянки швидкохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=36мм

Довжина консольної ділянки тихохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=82мм

Довжина маточини черв’ячного колеса

lм=1,2dк2=1,2·55=66мм

приймаємо lм=70мм

Мал. 4.2. Ескізна компоновка швидкохідного валу

Мал. 4.3. Ескізна компоновка тихохідного валу

Мал. 4.4. Схема сил у зачепленнях

4.4 Вибір матеріалу валів

Швидкохідний вал виконаний заодно ціле з черв’яком.

Матеріал виготовлення: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючою термообробкою – поліпшення (НВ270…320) та гартування СВЧ до отримання твердості HRC 48…53. В цьому випадку σт=750МПа;

σв=900МПа; τт=450МПа; σ-1=410МПа; τ-1=240МПа; ψτ=0,10

Тихохідний вал виготовляємо зі сталі 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючим поліпшенням до отримання твердості НВ270…320. В цьому випадку σт=750МПа; σв=900МПа; τт=450МПа; σ-1=410МПа; τ-1=240МПа; ψτ=0,10

4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунок підшипників на витривалість

Розрахунок на статичну міцність

Швидкохідний вал

Реакції опор

В вертикальній площині

∑М3=0

∑М1=0

Перевірка

∑У=0

RBУ-Fr1-Raу=0

874,87-138,72-(-512,32)=0

MX1=0

MX3=0

Реакції опор

В горізонтальній площині

∑М3=0

∑М1=0

RBX =[-Ft1·(lБ/2)+FМ·(lМ+lБ)]/ lБ

RBX=[-4080·134/2+970·(41,3+134)]/134=-771,189

Перевірка

∑Х=0

RАX- RBX- Ft1+ FМ=2338,84-(-771,189)+970-4080=0

Будуємо епюру згинаючих моментів

МУ1=0

МУ2=- RАX(lБ/2)=-2338,84·134/2=-156700

МУ3= - FМ·l=-4080·175,279=-170021

Будуємо епюру згинаючих моментів

МК=( Ft1·d1)/2=4080·29,8/2=60690

Сумарні опорні реакції

Подбіраємо підшипник по перший опорі.

Підшипник шариковий радіально-упорний 46304.

d=20мм, D=52мм, В=15мм, r=2,0 r1=1,0, Cr=14, Cor=9,17

Визначаємо еквівалентне навантаження.

Рэ=(XVFr1+YFa)·Кб·Кт (4.10)

де- Fr1=816; Fa= 3400; V=1; Кб=1; Кт=1.

Відношення - величина соответствует е=0,68

Відношення >е; Х=0,41; Y=0,87

Рэ=(0,41·1·816+0,87·3400)·1·1=2958Н

Розрахункова довговічність, млн.об

 (4.11)

, млн.об

Розрахункова довговічність, ч

 (4.12)

, ч

Тихохідний вал.

Вертикальна площа

∑М4=0

Перевірка

∑У=0

Fу-Rcу- Fr2- FD2=0

1996,1-4390,33-1387+3781,44=0

Будуємо епюру.

Мх2= Fу·Lon

Мх2=1996·175,28=349858

Мх4=0

Горизонтальна площа

Fх-Rcх- Ft2+ FDx=0

3457,3-4756,79-4080+5379,44=0

Строємо епюру

Му2 = - Fx ∙ lоп

Му2 = - 3457 ∙ 175,88 = - 293873

Му3 = - Fx ∙ (lоп + ) + Rсх

Му3 = - 3457 ∙ (175,88 + ) + 4756,72 = - 236696

Му4 = 0

Строємо епюру крутних моментів

Мк = Мr =

Мк = Мr = = 255000

Визначаємо реакціі

Rc =

Rc =  = 6473.18

RD =

RD =  = 6575,658

Сумарні згинальні моменти

М2 =

М3 =

Вибираємо підшипник – радіально упорний по ГОСТ 831-75 легкоі серіі 36209. d = 45мм D = 85 мм B = 19 мм α = 12° Cr = 32,3 Co = 25,6

Відношення =  = 0,059

Відношення =  = 0,248 < l тому X = 1 Y = 0

Рэ = Rd ∙ V ∙ Кб ∙ Кт = 6575,685 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 6575,685

Розрахунок довговічності, мм

L = ()3 = = 137 мм

Розрахунок довговічності в годинах

Lh =  = = 30000 год.

Для зубчастих редукторів приймаємо ресурс роботи підшипників від 30 тис (такий ресурс самого редуктора) до 10 тис ( такова допустима довговічность підшипника).

Перевірка міцності шпонкових з’єднань.

В редукторі застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів; довжина шпонок по СТ СЭВ 189-75.

Матеріал шпонок: Сталь 45 нормалізована.

Напругу змиття і умову міцності визначаємо по формулі:

 (4.13)

Призначаємо напругу змиття:

при стальній ступиці [σ] = 110 – 190 Н/мм2

при чавунній ступиці [σ] = 50 – 70 Н/мм2

Вал черв’яка:

Діаметр Ø 17 мм b×h = 5×5; Глибина паза t1 = 3; Довжина l = 20 мм; Момент Тзг = 52,3 Н·м

  < 190  [σ]

Вал відомий.

З двох шпонок – під шестерню та на вихідному валу, найбільш напружена шпонка на вихідному валу (менший діаметр вала, тому й менші розміри поперечного перерізу шпонки).

Діаметр вала d = 40 мм; b×h = 17×8; Глибина паза t1 = 5; Довжина l1 = 45 мм; Момент Тзг =255 Н·м

  < 190  [σ]

Розрахунок валів

Швидкохідний вал

Розміри поперечних перерізів ,прийнятих при конструюванні, значно перевищують ті, могли бути одержані при розрахунку на кручення.

Перевірка стріли прогину

Приведений момент інерції в поперечному перерізі черв’яка

Јпр =  (4.14)

Јпр = 1827,1мм4

стріли прогину

ƒ =  (4.15)

ƒ = 0,021

припустимий прогин

[ƒ] = (0,005… 0,01) m

[ƒ] = (0,013…0,025)

Вал під шестерню

Матеріал –сталь 45, термообробка – улучення. При діаметру заготовки до 100 мм середне значення σв = 780 н/мм2

Границя витривалості при симетричному циклі вигіну

σ-1 = 0,43·σв (4.16)

σ-1 = 0,43·780=335н/мм2

Границя витривалості дотичним напруженням при симетричному циклі

=0,58· σ-1 (4.17)

τ-1=0,58·335=193 н/мм2

Переріз А-А

Концентрацію напружень викликає шпоночка канавка.

Страницы: 1, 2, 3