Министерство образования и науки Украины
Национальный аэрокосмический университет
им Н.Е. Жуковского
Кафедра теоретической механики и машиностроения
Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов
Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине
«Конструирование машин и механизмов»
XAИ.104.134.09В.090259.0601100.ПЗ
Выполнил:студент 134 гр
Кулишенко Е.О
Руководитель: доцент
Ковеза Ю.В
Харьков 2009г.
Техническое предложение
Целью данного курсового проекта является проектирование ленточного конвейера с коническо-цилиндрическим редуктором для перемещения штучных грузов. (см. рис. 1).
Рис. 1
1- барабан;
2- компенсирующая муфта;
3- редуктор;
4- упругая муфта;
5- двигатель.
Курсовой проект является самостоятельной конструкторской работой студента. При его выполнении закрепляются знания по курсу, развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.
Приводом называется устройство, приводящее в движение машину или механизм.
Данная конструкция является приводным устройством, которое состоит из: электродвигателя, двух муфт, редуктора, барабана.
Привод включает в себя: источник энергии – двигатель, механическую передачу, ленточный конвейер, муфты.
Привод конвейера осуществляется электродвигателем, так как он наиболее компактный, удобный в эксплуатации и имеет стабильный режим работы.
Редуктор служит для понижения угловой скорости и передачи её на барабан. Мы используем зубчатый редуктор, двухступенчатый по разделенной схеме.
Для транспортировки штучных грузов служит лента, которая плотно посажена на барабан, который приводит её в движение за счёт вращения передаваемого от редуктора.
Соединение редуктора с двигателем осуществляется при помощи упругой муфты. Она обладает способностью амортизировать толчки и удары, демпфировать колебания. Выполняет компенсирующую функцию, допуская радиальное и угловое смещение валов. Для соединения барабана и редуктора будем использовать компенсирующую муфту. Она имеет высокую нагрузочную способность, способна передавать большие крутящие моменты, а также компенсировать небольшие смещения осей соединяемых валов (радиальное и угловое).
Преимущества схемы
Схема технологична, проста в эксплуатации. Данная схема отличается простотой конструкции благодаря использованию редуктора развёрнутой схемы. Схема подходит для работы в различных сферах промышленности: авиастроении, авиации, пищевой и угольно-добывающей промышленности, машиностроении и т.д.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Определение параметров исполнительного органа
Рис.2
Подбор ленты для транспортёра
F=F1
-F2
,
где F - сила тяги перемещения грузов;
F1
=F2
efα
,
f=0,3 -коэффициент трения;
a=180°-угол охвата;
F1
, F2
-разрывные силы действующие на ленту;
ef
a
=2,56;
α=180-угол охвата;
f=0,3-коэффициент трения.
F=1,64×F=1,64×F=1,64∙4000=6560 H.
где [q]=12 м/Н - допускаемое разрывное усилие.
=250 мм - ширина барабана;
i - число прокладок ленты;
Принимаем i=3.
Из справочника выбираем ленту: Лента 1,2-250-3-ТК-200-2-6-3,5-А-1 ГОСТ 2085.Тип 1,подтип 1,2,шириной 250 мм, с тремя прокладками из ткани ТК-200-2, с рабочей обкладкой толщиной 6 мм и нерабочей 3,5 мм из резины класса А.
Рассчитаем диаметр барабана: Dб
=i∙100=3∙100=300 мм.
1.2 Расчет потребной мощности и подбор электродвигателя.
Потребную мощность Pпотр
определим из соотношения:
Pпотр
=F∙V=4000∙1,5= 6000(Вт),
где F - сила тяги для перемещения грузов, Н;
V – скорость движения ленты конвейера, м/с.
Определим требуемую мощность электродвигателя Рдв
:
где η – КПД привода.
КПД привода определим по формуле:
η= ηI
ηII
∙ηоп
∙η2
м
=0,96∙0,95∙0,992∙0,992
= 0.89,
где ηI
= 0,96 – КПД конической ступени;
ηII
=0,95– КПД цилиндрической ступени;
ηоп
= 0,992 – КПД опоры;
ηм
= 0,99 – КПД муфты.
Подставим полученное численное значение η в выражение:
С учетом расчетной мощности Pдв
из справочника [3] выбираем двигатель, номинальная мощность которого должна быть равна или больше расчетной мощности двигателя, т.е. принимаем Pдв
равным 7,5 кВт.
Частота вращения приводного вала:
мин-1
где
– диаметр барабана, мм.
Передаточное отношение редуктора, в зависимости от стандартных значений частоты вращения вала двигателя находим из соотношения: i=nдв
/nп
, где nдв
– синхронная частота вращения двигателя, мин-1
; nп
– частота вращения приводного вала. Результаты вычислений сводим в таблицу 1:
Таблица 1
P, кВт |
пдв синхр
, мин-1
|
i |
7,5 |
750 |
7,8 |
7,5 |
1000 |
10,4 |
7,5 |
15,6 |
7,5 |
3000 |
31,4 |
Принимаем двигатель которому соответствует передаточное число
и частотой nдв
=1500 мин-1
.
Выбираем двигатель 4АМ132S4У3 ГОСТ 1553-70. Трехфазный асинхронный двигатель 4-й серии с высотой вращения оси 132(мм), с установочными размерами по длине станины S, 4-х полосный. Климатического исполнения У (для районов умеренного климата), категории 3.
Габаритные размеры: l30
= 435мм, h31
= 285мм, d30
= 246мм.
Присоединительные размеры выбранного двигателя: l10
=140 мм, l31
=89мм, d1
=38 мм, d10
=12 мм, b10
=216 мм, h=132 мм.
1.3
Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
Зная передаточное отношения всего редуктора, определим передаточное отношения каждой ступени.
Номинальная частота вращения асинхронного электродвигателя
nдв
=1455 мин-1
.
С учетом этого
Распределяем передаточное отношение по ступеням
где
- передаточное отношение первой ступени;
- передаточное отношение второй ступени.
Рассмотрим быстроходную и тихоходную ступени.
nпром
= nдв
/
= 1455/3,54=411,02 (мин-1
);
nтих
= nпром
/
= 411,02/4,28=96,03 (мин-1
);
Рбыстр
= Рдв
∙ηм
= 6,7∙0,99 = 6,63 (кВт);
Ртих
= Рбыстр
∙ηI
= 6,63∙0,96 = 6,37 (кВт),
где ηм
– КПД упругой муфты;
ηI
– КПД быстроходной ступени;
Рбыстр
– мощность быстроходной ступени, кВт;
Ртих
– мощность тихоходной ступени, кВт.
Вращающий момент на быстроходном валу:
Нм.
Вращающий момент на тихоходном валу определяем по формуле:
Нм.
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 Выбор материала зубчатых колёс
Материал зубчатых колес выбирается по необходимой твердости, прочности и возможности термообработки. От выбранного материала зависят размеры, масса, технологичность, а так же стоимость изготовления. Оптимальными материалами являются легированные стали 40Х, 40ХН, 30ХГСА. Выберем сталь марки 30ХГСА ГОСТ 4543-71 с закалкой токами высокой частоты.
2.2.Силовой расчет зубчатых передач.
Исходные данные и результаты расчетов сводим в таблицы.
Табл. 3
Исходные данные |
Наименование параметра |
Обозначение |
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
Мощность, кВт |
P |
6.63 |
6.37 |
Передаточное число |
U |
3 |
5 |
Частота вращения, мин-1
|
n |
1455 |
485 |
485 |
97 |
Срок службы, ч |
Lh |
25000 |
Режим работы |
постоянный |
Тмах
/Тном
|
2.2 |
Угол зацепления, град |
20° |
Степень точности |
7-B |
Заготовка |
Шестерня |
поковка |
Колесо |
поковка |
Марка стали |
Шестерня |
30ХГСА |
Колесо |
Термообработка |
Шестерня |
Закалка ТВЧ |
Колесо |
Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC |
Шестерня |
HB |
50 |
54 |
Колесо |
47 |
49 |
Смещение |
Шестерня |
x |
0 |
Колесо |
Количество зубьев |
Шестерня |
Z |
20 |
20 |
Колесо |
60 |
100 |
Результаты расчета конической зубчатой передачи сведены в таблицы (Табл. 4 – Табл. 10).
Табл. 4
Определение допускаемых контактных напряжений |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Количество нагружений за один оборот |
с |
Ш |
1 |
К |
1 |
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. |
Nk |
Nk=60∙c∙n∙Lh |
Ш |
2.183∙109
|
К |
7.275∙108
|
Базовое число циклов, млн. |
NHB
|
NHB
=30∙(HB)2.4
|
Ш |
8.59∙107
|
К |
7.405∙107
|
Показатель степени |
m |
т.к. Nk> NHB
|
Ш |
20 |
К |
20 |
Коэффициент долговечности |
ZN
|
ZN
=
|
Ш |
0.851 |
К |
0.892 |
Коэффициент запаса прочности |
SH
|
для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев |
Ш |
1.2 |
К |
1.2 |
Предел контактной выносливости, МПа |
σHlim
|
σHlim
=17HRC+200 |
Ш |
1050 |
К |
999 |
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
[σ]H
|
|
Ш |
670 |
К |
668 |
Принимаем |
[σ]H
|
668 |
Табл. 5
Определение делительного диаметра и модуля |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула (источник) |
Значения |
Вспомогательный коэффициент |
|
|
0.28 |
Вспомогательный коэффициент |
Kd
|
Для прямозубых передач Kd
=1013 |
1013 |
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
KHβ
|
ГОСТ 21354-87 |
1.439 |
Коэффициент скорости |
KHV
|
приближенно |
1.1 |
Коэффициент нагрузки |
KH
|
|
1.583 |
Крутящий момент на шестерне, Hм |
T |
|
43.5 |
Делительный диаметр на торце, мм |
|
|
64.23 |
Модуль на торце, мм |
Расчетный |
|
|
3.21 |
Принятый |
|
ГОСТ 9563-60 |
4 |
Внешний делительный диаметр, мм |
Шестерня |
|
|
80 |
Колесо |
240 |
Средний делительный диаметр, мм |
Шестерня |
|
|
70 |
Колесо |
211 |
Число зубьев плоского колеса |
|
|
63.246 |
Внешнее конусное расстояние, мм |
|
|
126.49 |
Ширина венца,мм |
Расчетная |
|
|
35.42 |
Принятая |
30 |
Вспомогательный коэффициент |
|
|
0.237 |
Табл. 6
Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Количество циклов нагружения. |
Nk |
Nk=60∙c∙n∙Lh |
Ш |
2.183∙109
|
К |
7.275∙108
|
Базовое число циклов. |
NFβ
|
Для обоих колес: |
Ш |
4∙106
|
К |
Показатель степени |
m |
Для данного вида термообработки
|
Ш |
9 |
К |
Коэффициент долговечности |
YN
|
|
Ш |
1 |
К |
1 |
Коэффициент, учитывающий размеры колеса |
Yx
|
|
Ш |
1.044 |
К |
1.020 |
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки |
Yk
|
Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: |
Ш |
1 |
К |
Коэффициент запаса прочности |
SF
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
1.7 |
К |
Предел выносливости при изгибе, МПа |
σFlim
0
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
580 |
К |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа |
[σF
] |
|
Ш |
355 |
К |
348 |
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
[σ]H
|
|
Ш |
670 |
К |
668 |
Предел выносливости при изгибе, МПа |
σFlim
0
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
1800 |
К |
Коэффициент запаса прочности |
SFmax
|
ГОСТ 21354-87 |
Ш |
1.75 |
К |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа |
[σF
]max
|
|
Ш |
1070 |
К |
1049 |
Табл. 7
Проверочный расчет на контактную выносливость |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула (источник) |
Значения |
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления |
|
для эвольвентного зацепления |
2.5 |
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5
|
|
для сталей |
190 |
Коэффициент торцового перекрытия |
|
|
1.667 |
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий |
|
|
0.882 |
Окружная скорость, м/с |
V |
|
6.095 |
Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля |
|
без модификации ГОСТ 21354-87 |
0.14 |
Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс |
g0
|
для модуля до m=3.55
ГОСТ 21354-87
|
5.3 |
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм |
WHV
|
|
38.885 |
Окружная сила, Н |
Ft
|
|
1243 |
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку |
KHV
|
|
1.938 |
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
KHβ
|
ГОСТ 21354-87 |
1.35 |
Коэффициент нагрузки |
KH
|
|
2.617 |
Действующее контактное напряжение, МПа |
|
|
663 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-0.76 |
Табл. 8
Определение действующих напряжений для расчета на изгиб |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений |
YFS
|
|
Ш |
4.915 |
К |
4.247 |
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
KFβ
|
|
1.359 |
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку |
KFV
|
|
1.938 |
Коэффициент нагрузки |
KF
|
|
2.634 |
Действующее изгибное напряжение, МПа |
[σF
] |
|
Ш |
355 |
К |
348 |
Сравнение с допускаемым |
|
|
Ш |
-48 |
К |
-47 |
Табл. 9
Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Действующее максимальное контактное напряжение, МПа |
|
|
991 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-52 |
Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа |
|
|
402 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-62 |
Результаты расчета цилиндрической зубчатой передачи сведены в таблицы (Табл. 10 – Табл. 15).
Табл. 10
Определение допускаемых контактных напряжений |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Количество нагружений за один оборот |
с |
Ш |
1 |
К |
1 |
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. |
Nk |
Nk=60∙c∙n∙Lh |
Ш |
7.275∙108
|
К |
1.455∙108
|
Базовое число циклов, млн. |
NHB
|
NHB
=30∙(HB)2.4
|
Ш |
1.033∙108
|
К |
8.184∙107
|
Показатель степени |
m |
т.к. Nk> NHB
|
Ш |
20 |
К |
20 |
Коэффициент долговечности |
ZN
|
ZN
=
|
Ш |
0.907 |
К |
0.972 |
Коэффициент запаса прочности |
SH
|
для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев |
Ш |
1.2 |
К |
1.2 |
Предел контактной выносливости, МПа |
σHlim
|
σHlim
=17HRC+200 |
Ш |
1118 |
К |
1033 |
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
[σ]H
|
|
Ш |
761 |
К |
753 |
Принятое |
753 |
Табл. 11
Табл. 12
Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Количество циклов нагружения. |
Nk |
Nk=60∙c∙n∙Lh |
Ш |
7.275∙108
|
К |
1.455∙108
|
Базовое число циклов. |
NFβ
|
Для обоих колес: |
Ш |
4∙106
|
К |
Показатель степени |
m |
Для данного вида термообработки
|
Ш |
9 |
К |
Коэффициент долговечности |
YN
|
|
Ш |
1 |
К |
1 |
Коэффициент, учитывающий размеры колеса |
Yx
|
|
Ш |
1.044 |
К |
1.019 |
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки |
Yk
|
Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: |
Ш |
1 |
К |
Коэффициент запаса прочности |
SF
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
1.7 |
К |
Предел выносливости при изгибе, МПа |
σFlim
0
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
580 |
К |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа |
[σF
] |
|
Ш |
356 |
К |
348 |
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
[σ]H
|
|
Ш |
761 |
К |
753 |
Предел выносливости при изгибе, МПа |
σFlim
0
|
По табл.2.4[6] |
Ш |
1800 |
К |
Коэффициент запаса прочности |
SFmax
|
ГОСТ 21354-87 |
Ш |
1.75 |
К |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа |
[σF
]max
|
|
Ш |
1074 |
К |
1049 |
Табл. 13
Проверочный расчет на контактную выносливость |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула (источник) |
Значения |
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления |
|
для эвольвентного зацепления |
2.5 |
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5
|
|
для сталей |
190 |
Коэффициент торцового перекрытия |
|
|
1.688 |
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий |
|
|
0.878 |
Окружная скорость, м/с |
V |
|
1.27 |
Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля |
|
без модификации ГОСТ 21354-87 |
0.14 |
Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс |
g0
|
для модуля до m=3.55 ГОСТ 21354-87 |
4.7 |
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм |
WHV
|
|
4.576 |
Окружная сила, Н |
Ft
|
|
5017 |
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку |
KHV
|
|
1.04 |
Относительная ширина венца |
Ψbd
|
|
0.88 |
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
KHβ
|
ГОСТ 21354-87 |
1.227 |
Коэффициент нагрузки |
KН
|
|
1.276 |
Действующее контактное напряжение, МПа |
|
|
779 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-1.33 |
Табл. 14
Определение действующих напряжений для расчета на изгиб |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений |
YFS
|
|
Ш |
4.13 |
К |
3.602 |
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
KFβ
|
|
1.118 |
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку |
KFV
|
|
1.276 |
Коэффициент нагрузки |
KF
|
|
1.163 |
Действующее изгибное напряжение, МПа |
[σF
] |
|
Ш |
219 |
К |
191 |
Сравнение с допускаемым |
|
|
Ш |
-38 |
К |
-45 |
Табл. 15
Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки |
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения |
Действующее максимальное контактное напряжение, МПа |
|
|
1156 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-46 |
Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа |
|
|
482 |
420 |
Сравнение с допускаемым, % |
|
|
-55 |
-65 |
Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. При расчете на контактную прочность недогрузка составляет -0.76% и -1.33% для быстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные и максимальные напряжения недогрузка колес более 50%. Это свидетельствует о том, что при увеличении изгибной и максимальной нагрузки даже на 50% не приведет к выходу из строя зубчатой передачи.
ленточный конвейер штучный груз
3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
3.1 Проектировочные расчеты валов
Определим диаметры валов из расчета только на кручение по следующей формуле:
- допускаемое касательное напряжение при кручении;
Т - вращающий момент на валу;
d – диаметр вала.
Для валов редукторов общего машиностроения условное допускаемое напряжение принимают из диапазона
МПа, мы примем его равным 40 МПа [7].
Определяем диаметр оси из условия изгибной прочности:
Где
- максимальный изгибающий момент;
- допускаемое напряжение;
- коэффициент полноты сечения
.
Расчеты диаметров валов и осей занесены в таблицу 10.
Таблица 10
Диаметр быстроходного вала |
(мм) |
принимаем
(мм) |
Диаметр промежуточного вала |
(мм) |
принимаем
(мм) |
Диаметр тихоходного вала |
(мм) |
принимаем
(мм) |
После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы. Ступенчатая форма вала должна позволять свободно передвигаться каждой детали вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении.
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
При выборе подшипников, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники.
Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники. Этот тип в основном предназначен для восприятия радиальных нагрузок, но может воспринимать и осевые нагрузки.
Опоры выполняем с простейшим осевым креплением. Один подшипник предотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой – в другом. Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.
На быстроходный вал, в первом приближении, выбираем подшипник из тяжёлой серии:
405 ГОСТ 8338-75;
На промежуточный и тихоходный валы выбираем подшипник из тяжёлой и лёгкой серии:
на промежуточный:
407 ГОСТ 8338-75;
на тихоходный:
214 ГОСТ 8338-75.
3.3 Составление компоновочной схемы
Рис.2 1-быстроходный вал; 2-первая ступень редуктора; 3-вторая ступень редуктора; 4-тихоходный вал; 5-подшипники тихоходного вала; 6-подшипники промежуточного вала; 7-подшипники быстроходного вала; 8-промежуточный вал
4. ВЫБОР МУФТ
Стандартизованные муфты подбираются по допускаемому вращающему моменту и диаметру валов, так же учитываются габариты.
Основная характеристика муфты – расчетный вращающий момент
, где
- коэффициент режима работы.
4.1 Подбор упругой муфты
Назначение упругих муфт – снижение ударной нагрузки и предотвращение опасных колебаний. Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного положения валов. С помощью упругих муфт можно предотвратить возможность появления резонансных колебаний. Упругая муфта состоит из двух полумуфт и упругих элементов.
Основными типами упругих муфт являются втулочно-пальцевая МУВП, со звездочкой и с торообразной оболочкой. Наиболее выгодной по габаритам является муфта со звездочкой, ее и будем использовать.
Расчетный вращающий момент
Нм.
Характеристика муфты со звездочкой (таблица 12).
Таблица 11
Наименование муфты |
Станд. момент Нм |
Расчетный момент, Нм |
Габариты (диаметр, длина), мм |
Допуск. радиал. смещение |
Доп. угловое смещение, град. |
Предел. частота вращения |
Со звездочкой |
125 |
42 |
105/188 |
0,4 |
1 |
1980 |
Выбираем упругую со звездочкой муфту 125-30-I.2-25-I.2-УЗ ГОСТ 1408.4-76 m=2,5 мм, z=38 [7].
Диаметр одной полумуфты выбираем 30 мм(растачивается до 32 мм), чтобы обеспечить сопряжение с валом двигателя. Диаметр другой полумуфты выбираем 25 мм для сопряжения с быстроходным валом редуктора.
4.2 Подбор компенсирующей муфты
Компенсирующие муфты предназначены для соединения валов с небольшими взаимными смещениями осей, связанными с неточностями изготовления, монтажа и упругими деформациями.
Мы будем использовать компенсирующую зубчатую муфту.
Зубчатая муфта состоит из двух втулок с внешними зубьями надетых на них обойм с внутренними зубьями. Зубчатые муфты обладают существенными достоинствами, которые определили их широкое применение:
а) большой несущей способностью и надежностью при малых габаритах вследствие большого числа одновременно работающих зубьев;
б) допустимостью значительных частот вращения.
Расчетный вращающий момент
Нм
Где
-коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи,
- коэффициент, учитывающий условия работы,
- коэффициент углового смещения,
-номинальный момент вращения.
Характеристики зубчатой муфты (таблица 13).
Таблица 12
Наименов-е муфты |
Станд. момент, Нм |
Расчетный момент, Н∙м |
Габариты (диаметр, длина), мм |
Допуск. радиол. смещение |
Доп. угловое смещ-е, град. |
Предел. частота вращения |
Зубчатая |
2500 |
1572 |
185/220 |
0 |
1,5 |
4500 |
Выбираем зубчатую муфту 2500-60-І.2-УЗ ГОСТ 50895-96.
5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС
Подшипники уже были предварительно выбраны по диаметру вала (см. пункт 3.2), поэтому проводимые ниже расчеты сводятся к проверке выбранного подшипника и уточнению его типа, диаметра и серии. Выбор подшипника по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы [4].
Стандартные подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Она определяется следующим образом:
Где
- расчетный ресурс,
- для шариковых подшипников,
- коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности,
- коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации - для обычных условий работы,
- эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников,
- радиальная нагрузка,
- коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца),
коэффициент вращения (для сателлита),
- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,
- температурный коэффициент (при
).
Расчетной схемой для вала, опирающегося на подшипники, является балка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные и силы трения) рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, что коэффициент трения в зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированным поверхностям зубьев и хорошей смазке.
Проведем проверочный расчет подшипников. Отметим то факт, что одна из опор выполняется фиксирующей, а вторая - плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления и температурные деформации
Проведем проверочный расчет подшипников. Расчеты сведем в таблицы 13 - 16.
Таблица 13 – быстроходный вал.
Схема |
|
Вал |
Разм. |
Формула |
Результат |
a |
мм |
Размер взят с компоновочного чертежа |
68 |
b |
Размер взят с компоновочного чертежа |
52 |
c |
Размер взят с компоновочного чертежа |
30 |
Ft |
Н |
- |
Fr |
- |
Fm |
,
|
12,2 |
RAB
|
|
24,4 |
RA
Г
|
- |
RBB
|
|
12,2 |
RB
Г
|
- |
RA
|
|
24,4 |
RB
|
|
12,2 |
F |
|
32 |
L |
|
380 |
Cp |
|
558 |
N подш -ка/Ск, Н |
1000906 (С=41000) |
Таблица 14 – ось сателлита 1-й ступени
Схема |
|
Вал |
Разм. |
Формула |
Результат |
a |
мм |
Размер взят с компоновочного чертежа |
16 |
b |
- |
c |
- |
Ft |
Н |
397 |
Fr |
- |
RAB
|
- |
RA
Г
|
- |
RBB
|
- |
RB
Г
|
- |
RA
|
|
795 |
RB
|
- |
F |
|
1240 |
L |
|
367 |
Cp |
|
14791 |
N подш-ка/Ск, Н |
92203 (С=17200) |
Таблица 15 – ось сателлита 2-й ступени.
Схема |
|
Вал |
Разм. |
Формула |
Результат |
a |
мм |
Размер взят с компоновочного чертежа |
30 |
b |
- |
c |
- |
Ft |
Н |
2023 |
Fr |
- |
RAB
|
- |
RA
Г
|
- |
RBB
|
- |
RB
Г
|
- |
RA
|
|
4046 |
RB
|
- |
F |
|
6311 |
L |
|
64 |
Cp |
|
41069 |
N подш-ка/Ск, Н |
53508 (С=73600) |
Таблица 16 – тихоходный вал
Схема |
|
Вал |
Разм. |
Формула |
Результат |
a |
мм |
Размер взят с компоновочного чертежа |
80 |
b |
Размер взят с компоновочного чертежа |
60 |
c |
- |
Ft |
Н |
- |
Fr |
- |
Fm |
|
1818 |
RAB
|
|
1364 |
RA
Г
|
- |
RBB
|
|
3183 |
RB
Г
|
- |
RA
|
|
1364 |
RB
|
содержание ..
347
348
349 ..
|
|