Проектирование привода к шаровой мельнице

Задание Спроектировать привод к шаровой мельнице по следующим исходным данным:

мощность на рабочем валу… Nр.в.=6.2 кВт, частота вращения рабочего вала… nр.в.=28 об/мин режим работы… ПВ=75%

Оптимизация и выбор привода.

Привод — устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19 523– — 81. Двигатели выпускаются с синхронной частотой 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин.

Передаточное число привода (без учета скольжения):

1) uпр = 3000/28 =107,1

2) uпр = 1500/28 = 53,6

3) uпр = 1000/28 = 35,7

4) uпр = 750/28 = 26,8

Электродвигатели с низким числом оборотов имеют большие размеры и соответственно большую стоимость. Двигатели с большой частотой вращения (3000 об/мин) имеют меньший рабочий ресурс по сравнению с низкооборотными двигателями.

В машинах барабанного класса, в основном, вращение от электродвигателя передается к барабану через редуктор и открытую передачу. Открытая передача может быть фрикционной, цепной и зубчатой.

Наиболее простая в изготовлении фрикционная передача, но она в эксплуатации не надежна: имеет место проскальзывание. В нашем случае наиболее целесообразно использование открытой зубчатой передачи, так как в этом случае ведомое зубчатое колесо можно сделать бандажным и закрепит непосредственно на цилиндрической поверхности барабана. Передаточное число открытой передачи лежит в пределах 3?6,3, принимаем для открытой передачи uоп = 6, тогда для редуктора

2) up = u/uоп = 35,7/6 = 6,0

3) up = u/uоп = 26,8/6 = 4,5

Для одноступенчатого редуктора оптимальное значение передаточного числа 2,5?4,5, поэтому необходимо использовать двухступенчатый редуктор. Окончательно выбираем вариант 2 с цилиндрическим 2х ступенчатым редуктором с передаточным числом 8.

Рис. 1 — Кинематическая схема привода

1. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

1.1 Определим общее передаточное число привода, об/мин где — синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин:

об/мин 1, стр. 41,

nр.в — частота вращения рабочего вала мешалки, об/мин Определим передаточное отношение привода

1.2 Определим общий КПД привода

? = ?12?2 ?34

где ?ззп = 0,97 — КПД зубчатой закрытой передачи 1, стр. 43, табл.3.6,

?зоп = 0,95 — КПД зубчатой открытой передачи 1, стр. 43, табл.3.6,

?пп = 0,995 — КПД пары подшипников 1, стр. 43, табл.3.6,

? = 0,972· 0,95·0,9954 = 0,876

1.3 Определим расчётную мощность электродвигателя, КВт где Nр. в = 6.2кВт — мощность на рабочем валу мельницы

1.4 Выбираем электродвигатель Выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель

4А132S4 [1c.44]:

мощность N- 7,5 кВт синхронная частота об/мин номинальное скольжение S- 2,9%

Недогрузка электродвигателя:

7.5кВт-100%

0.42кВт-x%

Х=0.42*100/7.5=5.6%

Двигатель работает с недогрузкой равной 5.6%, которая меньше допускаемой составляющей 15%, следовательно, двигатель выбран правильно.

1.5 Определим асинхронную частоту вращения вала электродвигателя, об/мин

1.6 Уточним общее передаточное число привода

Принимаем передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи /

/

ГОСТ 9563–60

Уточняем передаточное число открытой передачи

1.7 Определим моменты на валах, Нм

Нм

Нм

Нм

1.8 Определим скорости валов, об/мин

n1 = nдв = 1456 об/мин

Силовые и кинематические параметры привода. Таблица 1.1

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

подшипник вал редуктор цилиндрический

Первая ступень

2.1 Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса (1,стр10)

Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280

Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260

Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем твёрдость поверхности зубьев шестерни, поэтому расчёт по контактным напряжениям производим для зубчатого колеса.

2.2 Определим допускаемое контактное напряжение, Мпа (1,стр88)

— предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа:

Н02 = 2НВ2+70 = 2260+70 = 590 МПа 1, стр. 88, табл.6.1

KHL = 1 — коэффициент долговечности 1, стр. 89,

SH = 1,1 — коэффициент безопасности 1, стр. 89.

МПа

2.3 Определим межосевое расстояние, мм (1,стр92)

Так как линейная скорость на быстроходном валу больше 3−4 м/с, то принимаем для первой ступени косозубую передачу

где Ка = 430 — для косозубых передач 1, стр. 92,

КН=1,05 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца 1, стр. 93, табл.6.4

bа = 0,315 -коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния по ГОСТ 2186–66 1, стр. 92, табл.6.3,

— коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:

мм

Принимаем по ГОСТ 2185–66 [1 с. 36] a = 100 мм

2.4 Определим модуль m, мм

m = (0,01 0,02)100 = 1,00 2,0 мм

2.5 Определим суммарное число зубьев

2.6 Определим число зубьев шестерни и колеса

z2 = 98- 22 = 76;

2.7 Уточним межосевое расстояние, мм

Действительное значение угла наклона:

cos = z*m/2a = 982/2100 = 0,980 =1148`.

a = (22+76)0.5*2/(cos1148)` = 100 мм.

2.8 Определим расчётные контактные напряжения, МПа

ZH — коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Z — коэффициент суммарной длины контактных линий,

КН = 1,09 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 1, стр. 97, табл.6.6

КН = 1,08 — коэффициент распределения нагрузки по ширине венца [1, стр. 93, табл.6,4]

КНv=1,0 — коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 98, табл.6.7

— угол зацепления 1, стр.97

— коэффициент суммарной длины контактных линий

— коэффициент торцового перекрытия:

— окружная скорость передачи, м/с/

Величина расчётного контактного напряжения должна быть в пределах:

— условие расчёта по контактным напряжениям выполняется

536−100%

13-Х%

Х=1,9% допустимо 5% перегрузка

2.9 Определим допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

1, стр. 88, табл.6.1

МПа

МПа,

— коэффициент долговечности 1, стр. 90,

— коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр. 90,

SF — коэффициент безопасности.

SF = S`F S``F

— коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 90,

— коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

— 1, стр.91

YS = 1,035 — коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 91, табл.6.2

[]F1 = 50 410,71,035/1,75 = 209 МПа

[]F2 = 46 810,71,035/1,75 = 194 МПа

2.10 Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

— коэффициент формы зуба:

;;

МПа

МПа так как отношение []F1/YF1 < []F2/YF2, то дальнейший расчет ведем по зубьям шестерни.

МПа

Y — коэффициент наклона зуба,

Y = 1 — /140 = 1 — 1148`/140 = 0,918

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 1, стр. 99,

KF = 1,15- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 99, табл.6.9,

KFv = 1,3- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 99, табл.6.10,

— ширина венца шестерни, мм:

b1 = b2+5 = 32+5 = 37 мм;

МПа Условие F2 < []F2 выполняется

2.11 Определим силы, действующие в зацеплении (1стр, 95)

кН кН Радиальная сила, кН где — угол зацепления [1, стр.96]

Fr = Ft*tg = 2.058*tg20 =0.74 кН

Fr = Ft*tg = 2.043*tg20 =0.73 кН Осевая сила:

Fa1 = Fttg = 2.058tg1148` = 0.4

Fa2 = Fttg = 2.043tg1148` = 0.4

2.12 Определим геометрические параметры (1стр, 95)

Торцовый модуль, мм

Делительный диаметр, мм

d1 = mz1/cos = 222/cos1148` = 44,90 мм,

d2 = 762/cos1148` = 155,10 мм;

Диаметр вершин зубьев, мм

da1 = d1+2m = 44,90+22 = 48,90 мм,

da2 = 155,10+22 = 159,10 мм;

Диаметр впадин зубьев, мм

df1 = d1- 2,5m = 44,90 — 2,52 = 39,90 мм,

df2 = 155,10−2,52 = 150,10 мм;

Шаг нормальный, мм мм Окружная толщина зубьев, мм

мм Ширина впадин зубьев, мм

мм Высота зуба, мм мм Высота ножки зуба, мм мм Высота головки зуба мм Радиальный зазор, мм мм ширина колеса:

b2 = baa = 0,315 100 = 32 мм;

ширина шестерни:

b1 = b2+5 = 32+5 = 37 мм;

Геометрические параметры цилиндрической передачи

Вторая ступень.

2.13 Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса (1,стр10)

Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280

Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260

Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем твёрдость поверхности зубьев шестерни, поэтому расчёт по контактным напряжениям производим для зубчатого колеса.

2.14 Определим допускаемое контактное напряжение, МПа

— предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа:

Н02 = 2НВ2+70 = 2260+70 = 590 МПа 1, стр. 88, табл.6.1

KHL = 1 — коэффициент долговечности 1, стр. 89,

SH = 1,1 — коэффициент безопасности 1, стр. 89.

МПа

2.15 Определим межосевое расстояние, мм

Ка = 430 — для косозубых передач 1, стр. 92,

КН=1,05 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца 1, стр. 93, табл.6.4

bа = 0,315 -коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния по ГОСТ 2186–66 1, стр. 92, табл.6.3,

— коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:

Принимаем а=160 мм по ГОСТ 21 185–66 [1, стр.94]

2.16 Определим модуль, мм

m = (0,01 0,02)160 = 1,60 3,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563–60 1, стр.93

2.17 Определим суммарное число зубьев

2.18.Определим число зубьев шестерни и колеса Принимаем 42

Принимаем 118

2.19 Уточним межосевое расстояние, мм Принимаем а=160 по ГОСТ 21 185–66 [1, стр.94]

2.20 Определим расчётные контактные напряжения, МПа

— коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба:

ZH=1,76 — для прямозубой передачи

— коэффициент торцового перекрытия:

— коэффициент суммарной длины контактных линий КН = 1,0 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубой передачи 1, стр. 97, табл.6.6

— ширина венца зубчатого колеса, мм:

мм, делительные диаметры:

d3 = mz3 = 242 = 84 мм,

— окружная скорость передачи, м/с

м/с, КНv=1,05- коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении 1, стр. 98, табл.6.7

МПа Величина расчётного контактного напряжения должна быть в пределах:

условие расчёта по контактным напряжениям выполняется

536−100%

52-Х%

X=9.6% <15% недогрузка

2.21 Определим допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

1, стр. 88, табл.6.1

МПа

МПа,

— коэффициент долговечности 1, стр. 90,

— коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр. 90,

SF — коэффициент безопасности.

SF = S`F S``F

— коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 90,

— коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

— 1, стр.91

YS = 1,035 — коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 91, табл.6.2

[]F1 = 50 410,71,035/1,75 = 209 МПа

[]F2 = 46 810,71,035/1,75 = 194 МПа

2.22 Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

— коэффициент формы зуба:

;;

МПа

МПа так как отношение []F2/YF2 < []F1/YF1, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса

МПа

Y — коэффициент наклона зуба,

Y = 1 для прямозубой

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 1, стр. 99,

KF = 1,15- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 99, табл.6.9,

KFv = 1,25- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 99, табл.6.10,

— ширина венца шестерни, мм:

b1 = b2+5 = 45+5 = 50 мм;

МПа

— условие расчёта по изгибным напряжения выполняется

2.23 Определим силы, действующие в зацеплении (1стр, 95)

кН кН Радиальная сила, кН

где — угол зацепления [1, стр.96]

Fr = Ft*tg = 3.77*tg20 =1.35 кН

Fr = Ft*tg = 3.65*tg20 =1.34 кН

2.24 Определим геометрические параметры Торцовый модуль, мм

Делительный диаметр, мм

d1 = 242 = 84 мм,

d2 =1182 = 236 мм;

Диаметр вершин зубьев, мм

da1 = = 84+22 = 88 мм,

da2 = 236+22 = 240 мм;

Диаметр впадин зубьев, мм

df1 = 84 — 2,52 = 79 мм,

df2 = 236−2,52 = 231 мм;

Шаг нормальный, мм

мм Окружная толщина зубьев, мм

мм Ширина впадин зубьев, мм Высота зуба, мм Высота ножки зуба, мм Высота головки зуба

мм Радиальный зазор, мм ширина колеса:

b4 = baa = 0,315 160 = 50 мм;

ширина шестерни:

b3 = b2+5 = 50+5 = 55 мм;

Геометрические параметры цилиндрической передачи

Параметры зубчатой цилиндрической передачи Таблица 2.1

3. Расчет и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа

3.1 Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса (1,стр100)

Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280

Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260

3.2 Определяем число зубьев передачи

Принимаем Z5 = 30,

тогда Z6 = Z5u3 = 30•5,2 = 156

3.3 Вычисляем допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

1, стр. 88, табл.6.1

МПа

МПа,

— коэффициент долговечности 1, стр. 90,

— коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр. 90,

SF — коэффициент безопасности.

SF = S`F S``F

— коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 90,

— коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

— 1, стр.91

YS = 1,035 — коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 91, табл.6.2

[]F1 = 50 410,71,035/1,75 = 209 МПа

[]F2 = 46 810,71,035/1,75 = 194 МПа

YF5 = 3,80 МПа

YF6 = 3,60 МПа

МПа

МПа

Для колеса данное отношение меньше [?]F5/ YF5 >[?]F6/ YF6, поэтому дальнейший расчет производим по колесу Z6.

3.4 Вычисляем модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения где Km = 1,4 для прямозубой передачи:

KF? =1,145 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при несимметричной установке колеса относительно опор;

?bd — коэффициент ширины зубчатого венца;

?bd = 0,5?bа (uз.п.о.+1)

где ?bа — стандартный коэффициент зубчатого венца по ГОСТ 2185–66 принимаем? bа = 0,2, тогда

?bd = 0,5•0,2(5,2 + 1) = 0,620

Учитывая повышенный износ зубьев открытой передачи, увеличиваем модуль в полтора — два раза и принимаем по ГОСТ 9563–60 m = 4

3.5 Делительные диаметры

d5 = mz5 = 4· 30 = 120 мм Окружное усилие

P5 = 2M3/d5 = 2•431,6•103/120 = 7194 H

Радиальное усилие

Fr5 = Ptg? = 7194tg20 = 2618 Н

3.6 Определяем геометрические параметры зубчатых колёс Торцовый модуль, мм

Делительный диаметр, мм

d5 = 430 = 120 мм,

d6 =4156 = 624 мм;

Диаметр вершин зубьев, мм

da5 = = 120+2*4 = 128 мм,

da6 = 624+2*4 = 632 мм;

Диаметр впадин зубьев, мм

df5 =120 — 2,5· 4 = 110 мм,

df6 =624 — 2,5· 4 = 614 мм;

Шаг нормальный, мм

мм Окружная толщина зубьев, мм

мм Ширина впадин зубьев, мм Высота зуба, мм Высота ножки зуба, мм Высота головки зуба

ha=m=4мм Радиальный зазор, мм ширина колеса:

b6 = baa = 0,20· 372 = 74 мм ширина шестерни:

b5 = b6+5 = 74+5 = 79 мм;

3.7 Проводим проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

Y — коэффициент наклона зуба,

Y = 1 для прямозубой

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 1, стр. 99,

KF = 1,15- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 99, табл.6.9,

KFv = 1,25- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 99, табл.6.10,

Так как расчетные напряжения? F6 < [?]F6 = 194 МПа, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях.

Рассчитанные геометрические размеры сводим в таблицу 3.1

4. Конструирование валов редуктора

4.1 РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

[к] = 10 МПа — допускаемое напряжение на кручение [1c.107],

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью

стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв = 38 мм, принимаем диаметр выходного конца dв1 = 30 мм;

диаметр под уплотнением dу1 = 35 мм;

диаметр под подшипником dп1 = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Рис — Конструкция быстроходного вала

4.2 РАСЧЁТ СРЕДНЕГО ВАЛА

[к] = 15 МПа — допускаемое напряжение на кручение [1c.107],

принимаем диаметр под подшипником dп2 = 40 мм;

диаметр под колесом dк2 = 45 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

4.3 конструктивные размеры колеса

диаметр ступицы

dст = (1,5…1,7)d = (1,5…1,7)45 = 68…77 мм

принимаем dст = 70 мм

длина ступицы

lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)45 = 36…68 мм

принимаем lст = 60 мм (с последующей проверкой шпонок на смятие)

толщина обода = 4m = 4· 2,0 = 8 мм

толщина диска С = 0,3b = 0,3· 32 = 10 мм

4.4. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

[к] = 20 МПа — допускаемое напряжение на кручение [1c.107],

принимаем диаметр выходного конца dв3 = 50 мм;

диаметр под уплотнением dу3 = 55 мм;

диаметр под подшипником dп2 = 60 мм.

диаметр под колесом dк2 = 65 мм

Рис Конструкция тихоходного вала

4.5 конструктивные размеры колеса

диаметр ступицы dст = (1,6…1,7)d = (1,5…1,7)65 = 98…110 мм

принимаем dст = 100 мм

длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)65 = 52…98 мм

принимаем lст = 90 мм

толщина обода = 4m = 4· 2,0 = 80 мм

толщина диска С = 0,3b = 0,3· 50 = 15 мм

5. Подбор и проверка подшипников

5.1 Выбор подшипников

Предварительно назначаем подшипники:

радиальные шарикоподшипники легкой серии № 208 для быстроходного и

промежуточного вала

для тихоходного вала № 212

№=208; d=40мм; D=90мм; B=23мм;C=32,0 кН; C0=17,8 кН.

№=212; d=60мм; D=130мм; B=31мм;C=52,0 кН; C0=31,0 кН.

5.2 Схема нагружения быстроходного вала

Консольная сила от муфты

Fм = 100М10,5 = 100· 46,20,5 = 680 Н

Рис. — Расчетная схема быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 60Р1 — 195BX + 100Fм = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

BX = [2058· 60 + 680· 100]/195 = 982 H

Реакция опоры, А в плоскости XOZ

AX = Р1 — BX — FМ = 2058 — 982 — 680 = 396 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 982· 135 = 132,6 Н· м

MX2 = 680· 100 = 68,0 Н· м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 60Fr1+ Fa1d½ — 195BY = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ

BY = (755· 60+ 412· 44,90/2)/195 = 280 H

Реакция опоры, А в плоскости YOZ

AY =Fr1 — BY = 755 — 280 = 475 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY1 = 475· 60 = 28,5 Н· м

MY2 = 280· 135 = 37,8 Н· м

Суммарные реакции опор

А = (АХ2 + АY2)0,5 = (3962 + 4752)0,5 = 618 H

B= (BХ2 + BY2)0,5 = (9822 + 2802)0,5 =1021 H

5.3 Эквивалентная нагрузка

P = (XVFr + YFa) KбКТ

где Х = 1 — коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

Fr = В — радиальная нагрузка;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Fa — осевая нагрузка;

Kб = 1,2 — коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками [1c108];

КТ = 1 — температурный коэффициент.

Отношение Fa/C0 = 412/17,8· 103 = 0,023 e = 0,20

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В

Отношение Fa/А= 412/1012 =0,40 > e: следовательно Х= 0,56; Y = 2,2

Р = (0,56· 1·1012+2,2·412)1,2·1 = 1767 Н

5.4 Расчетная долговечность подшипника

Lh = (106/60n)(C/P)p

где р = 3 — для шариковых подшипников

Lh = (106/60· 1456)(32 000/1767)3 = 67 987 час

больше ресурса работы редуктора L = 24 000 часов

5.5 Схема нагружения среднего вала

Рис. — Расчетная схема среднего вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС =120P2 + 60P1 — 195DX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DX = [60· 2058 + 1 203 774]/195 = 2956 H

Реакция опоры C в плоскости XOZ

CX = P1 + P2 — DX = 2058 + 3774 — 2956 = 2876 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 2876· 60 = 172,6 Н· м

MX2 = 2956· 75 = 221,7 Н· м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры C

mC = 120Fr2 — 60Fr1 — 195DY + Fad2/2 = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ

DY = [120· 1374 — 60 755 + 412· 155,10/2)/195 = 777 H

Реакция опоры C в плоскости YOZ

CY = Fr1 + DY — Fr2 = 755 +777 — 1374 = 158 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY1 = 158· 60 = 9,5 Н· м

MY = 777· 75 = 58,3 Н· м

Суммарные реакции опор

C = (28 762 + 1582)0,5 = 2880 H

D = (29 562 + 7772)0,5 = 3056 H

5.6 Эквивалентная нагрузка

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D

Отношение Fa/C0 = 412/17,8· 103 = 0,023 e = 0,21

Отношение Fa/D = 412/3056= 0,14 e: следовательно Х = 1,0; Y = 0

Р = (1· 1·3056 +0)1,2· 1 = 3668 Н

5.7 Расчетная долговечность подшипника

Lh = (106/60· 410)(32 000/3668)3 = 26 991 час

больше ресурса работы редуктора L = 24 000 часов

5.8 Схема нагружения тихоходного вала

Консольная сила от муфты

Fм = 125М30,5 = 125· 431,60,5 = 2596 Н

Рис. — Расчетная схема тихоходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры Е

mЕ = 120Р2 + 195Fх — 295Fм

Отсюда находим реакцию опоры Е в плоскости XOZ

FX = (2596· 295 — 3774· 120)/195 =1605 H

Реакция опоры E в плоскости XOZ

EX = Fx + Р2 — FM = 1605 + 3774 — 2596 = 2783 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 2783· 120= 333,9 Н· м

MX2 = 2596· 100 = 259,6 Н· м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры E

mE= Fr2120−195FY = 0

Отсюда находим реакцию опоры F и Е в плоскости YOZ

FY = (1 374 120)/195 = 846 H

EY = 1374 — 846 = 528 Н

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY1 = 528· 120 = 63,4 Н· м

Суммарные реакции опор

E = (27 832 + 5282)0,5 = 2833 H

F = (16 052 + 8462)0,5 = 1814 H

5.9 Эквивалентная нагрузка

Р = (1· 1,0·2833)1,2·1 = 3400 Н

5.10 Расчетная долговечность подшипника

Lh = (106/60· 146)(52 000/3400)3 = 40 838 час

больше ресурса работы редуктора L = 24 000 часов

6. Выбор и проверка шпоночных соединений

6.1 Выбор шпонок

Для соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h — высота шпонки;

t1 — глубина паза;

l — длина шпонки

b — ширина шпонки.

6.2 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце вала 8740 мм:

?см = 2· 46,2·103/30(7−4,0)(40−8) = 32,0 МПа.

6.3 Средний вал

Шпонка под колесом 14 963 мм:

?см = 2· 178,5·103/45(9−5,5)(63−14) = 46,3 МПа.

6.4 Тихоходный вал

Шпонка под колесом 181 180 мм:

?см = 2· 431,6·103/65(11- 7)(80−18) = 53,5 МПа.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала 14 970 мм:

?см = 2· 431,5·103/50(9−5,5)(70−14) = 88,0 МПа.

7. Проверочный расчет валов

7.1 Быстроходный вал

Опасное сечение С-С проходит через опору А. Суммарный изгибающий момент в этом сечении:

Миз = Мy = 68,0 Нм.

Приведенный момент:

Мпр = (Миз2 + M12)0,5 = (68,02 + 46,22)0,5 = 82,2 Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:

где []-1 = 50 МПа — допускаемое напряжение.

d = (82,2103/0,150)1/3 = 25 мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 40 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена.

Жесткость вала по углу закручивания:

?0 = Мкр/(GJp) < [?0] = 0,25?1,5?

где G = 8•104 МПа — модуль сдвига,

Jp = ?d4/32 — полярный момент инерции.

Jp = ?404/32 = 2,5•10 5 мм4

?0 = 46,2•103/(8•104•2,5•105) = 2,3•10−6?

Условие ?0 < [?0] = 0,25?1,5? выполняется

Для обеспечения статической прочности и выносливости спроектированного вала необходимо вычислить критерий необходимости статического расчета Кс

Кс = ?тdmin3/(2LPСум + 8(Far + Мкр))

где ?т = 590 МПа — предел текучести;

L — наибольшее расстояние между точками приложения поперечных сил;

Р — сумма абсолютных величин, действующих на вал активных сил или реакций опор;

r — наибольшее плечо приложения осевых сил.

Быстроходный вал

L = 195 мм

Р = Р1+Fr1 = 2058+ 755 = 2813 Н

r = d½ = 44,9/2 = 22,5 мм

Кс = 590· 39,93/(2·195·2813+8(412·22,5+ 46,2· 103) = 24,3

Отношение ?т/?в = 590/830 = 0,71 > nТmin = 1,5

Критерий Кв = 5,5

При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв статическая прочность и выносливость вала обеспечена

7.2 Средний вал

Опасное сечение проходит под шестерней тихоходной передачи.

Миз = [221,72+ 58,32]0,5 = 229,2 Нм.

Приведенный момент:

Мпр = (Миз2 + M22)0,5 = (229,22 + 158,52)0,5 = 278,7 Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:

d = (278,7103/0,150)1/3 = 38 мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 45 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена.

Жесткость вала по углу закручивания:

Jp = ?454/32 = 4,0•10 5 мм4

?0 = 158,5•103/(8•104•4,0•105) = 4,9•10−6?

Условие ?0 < [?0] = 0,25?1,5? выполняется

Расчетная стрела прогиба вала

f = Fa2b2/(3EJxl) < [f]

где l = a+b — расстояние между опорами,

Е = 2,1•105 МПа — модуль упругости,

F = (P2+Fr2)0,5 — максимальная изгибающая сила,

Jx = ?d4/64 — осевой момент инерции

[f] - допускаемый прогиб.

l = 75+120 = 195 мм

F = (37 742+13742)0,5 = 4016 Н

Jx = ?454/64 = 2,0•105 мм4

[f] = (0,01?0,03)m = (0,01?0,03)2 = 0,02?0,06 мм

f = 4016· 752•1202/(3•2,1•105•2,0•105•195) = 0,016 мм < [f]

Условие f < [f] выполняется.

Расчет критерия необходимости статического расчета Кс

L = 195 мм

Р = С+D = 2880+ 3056 = 5936 H

r = d½ = 155,10/2 = 77,5 мм

Кс = 590· 453/(2·195·5936+8(412·77,5+158,5·103) = 14,0

Отношение ?т/?в = 590/830 = 0,71 > nТmin = 1,5

Критерий Кв = 3,0

При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв статическая прочность и выносливость вала обеспечена

7.3 Тихоходный вал

Опасное сечение проходит под колесом.

Миз = (333,92+ 63,42)0,5 = 340 Нм.

Приведенный момент:

Мпр = (Миз2 + M22)0,5 = (3402 + 431,62)0,5 = 549 Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:

d = (549 103/0,150)1/3 = 47 мм.

Полученное значении меньше ранее принятой величины 65 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена.

Жесткость вала по углу закручивания:

Jp = ?654/32 = 17,5•10 5 мм4

?0 = 431,6•103/(8•104•17,5•105) = 3,1•10 -6?

Условие ?0 < [?0] = 0,25?1,5? выполняется

Расчетная стрела прогиба вала

l = 120+70 = 195 мм

F = (37 742+13742)0,5 = 4016 Н

Jx = ?654/64 = 8,8•105 мм4

[f] = (0,01?0,03)m = (0,01?0,03)2 = 0,02?0,06 мм

f = 4016•752•1202/(3•2,1•105•8,8•105•195) = 0,0043 мм < [f]

Расчет критерия необходимости статического расчета Кс

L = 195 мм

Р = Р2+Fr2 = 3774 + 1374 = 5148 H

Кс = 590· 653/(2·195·5148 +8•431,6· 103) = 29,7

Отношение ?т/?в = 440/740 = 0,59 > nТmin = 1,3

Критерий Кв = 3,0

При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв статическая прочность и выносливость вала обеспечена

8. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны:

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)7,1 4 л.

При окружной скорости v = 3,4 м/с рекомендуемый сорт масла — индустриальное И-Г-А-46 [2c241].

Смазка подшипниковых узлов пластичная — смазочным материалом УТ-1.

9. Конструктивные элементы корпуса

9.1Толщина стенки корпуса и крышки корпуса

= 1,12Т20,25 = 1,12 431,60,25 = 5,1 мм,

принимаем = 8 мм.

9.2 Толщина нижнего пояса

р = 2,35 = 2,358= 20 мм.

9.3 Фундаментные болты

При межосевом расстоянии 160 мм диаметр фундаментных болтов М20, диаметр болтов у подшипников М16 [1c. 219].

10. Обоснование и выбор соединительных муфт

Привода

В приводе предусмотрены две муфты. Одна соединяет вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора, другая соединяет тихоходный вал редуктора с валом шестерни открытой передачи.

Определим эквивалентный крутящий момент на валу 1

М = МномКр

где Кр — коэффициент режима работы.

Кр = К1 + К2= 0,25+1,2 = 1,45

К1 = 0,25 — коэффициент, учитывающий тип двигателя;

К2 = 1,2 — коэффициент учитывающий тип рабочей машины.

Кр Мэ1 = 1,45•46,2 = 67 Нм

эквивалентный крутящий момент на валу 3

Мэ3 = 1,45•431,6 = 626 Нм

Так как при монтаже на раме электродвигателя, редуктора, подшипниковых узлов могут произойти некоторые неточности, то устанавливаем стандартные компенсирующие муфты.

Для вала 1 выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21 424 с допускаемым вращающим моментом [M] = 250 Нм с внутренним диаметром полумуфт 32?38 мм.

Для вала 3 выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21 424 с допускаемым вращающим моментом [M] = 710 Нм с внутренним диаметром полумуфт 45?56 мм.

11. Проектирование вала под шестерню открытой передачи

Определим диаметр выходного конца вала.

d = 16,4(N/n[0])0,25,

где = 0,5 на 1 м длины вала — допускаемый угол закручивания.

d1 = 16,4(6,56· 103/1460,5)0,25 = 50 мм

принимаем:

диаметр выходного конца dвв = 50 мм;

диаметр под подшипником dп = 60 мм.

диаметр под шестерней dв = 70 мм.

Вал закрепляется в отдельных подшипниковых корпусах, которые устанавливаются на раме привода. При монтаже корпусов может иметь место неточность установки и как, следствие, перекос, поэтому принимаем самоустанавливающиеся сферические двухрядные подшипники ГОСТ 5720–75. Выбираем подшипник № 1212:

Грузоподъемность: динамическая С= 30,2 кН; статическая С0=15,5 кН.

Подшипники устанавливаются в разъемных корпусах для радиальных подшипников, ширина корпуса Вк = 80 мм.

Определяем приведенную нагрузку

P = (XVFr + YFa) KбКt

где Х — коэффициент радиальной нагрузки;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

Fr — радиальная нагрузка;

Fa — осевая нагрузка;

Kб = 1,1 — коэффициент безопасности

КТ = 1 — температурный коэффициент.

Так как осевая нагрузка Fa = 0, то Х = 1 и Y = 0

Для шарикового радиального сферического подшипника

P = FrKб

Определяем радиальную нагрузку на подшипник. Результирующее усилие в зубчатом зацеплении

Fобщ = (Р32 + Fr32)0,5

Fобщ = (71 942 + 26 182)0,5 = 7656 H

Т.к. подшипники конструктивно установлены от шестерни на равных расстояниях, то

Fr = 0,5Fобщ

Fr = 0,5•7656 = 3828 Н

Р = 3828•1,2 = 4593 Н

Определяем долговечность подшипника

Lh = (106/60· 146)(30 200/4593)3 = 32 450 час

больше ресурса работы редуктора Трес = 20 000 час

Изгибающие моменты

Мх = 110P3/2 = 110· 7194/2 = 396 Н· м

МY = 110Fr3/2 = 110· 2618/2 = 144 Н· м

12 Конструирование сварной рамы

Проектируем раму, сваренную из элементов проката.

Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240– — 80 будет представлять основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.

Опорные поверхности — платики, на которые устанавливают редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5 — 6 мм.

Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М16 ГОСТ 7798–70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402–70 и гайками ГОСТ 5915–70, редуктора болтами М24.

Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки муфты с целью их ограждения.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментными болтами М24.

1. Киселев Б. Р., Проектирование приводов машин химического производства: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2007.

2. Киселев Б. Р., Курсовое проектирование по механике: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2003.

3. Шейнблит А. Е., Курсовое проектирование деталей машин. М: Высш. шк., 1991.

4. Анурьев В. И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. М.: Машиностроение, 1979.

.ur