Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт
3.4 Определение сил в зацеплении
Быстроходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=5759·
tg20º=2096 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1
Таблица 3.4.1
Окружная сила (Н) |
Радиальная сила (Н) |
Осевая сила (Н) |
5759 |
2096 |
0 |
Тихоходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=14881·
tg20º=5416 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2
Таблица 3.4.2
Окружная сила (Н) |
Радиальная сила (Н) |
Осевая сила (Н) |
14881 |
5416 |
0 |
Быстроходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,
следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Тихоходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,
следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Быстроходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 ·
3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2
где YFS2=3,59
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по
таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ.
KFα=1,09.0,188.1,18
=0,24- коэффициент нагрузки
Yβ =1 -
коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 -
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от
степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1=
σF2 · YFS1/
YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 =
41,7 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых,
следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Тихоходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 ·
3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2
где YFS2=0,23
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по
таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ.
KFα=1,03.0,188.1,18 =
0,23- коэффициент нагрузки
Yβ =1 -
коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 -
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от
степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1=
σF2 · YFS1/
YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9
≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых,
следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1
Таблица 3.6.1
|
Расчётные напряжения |
Допускаемые напряжения |
Быстроходная
ступень
|
Расчёт на контактную усталостную прочность |
864 |
875 |
Расчёт на усталостную изгибную прочность |
Шестерня |
41,7 |
382 |
Колесо |
36,7 |
382 |
Тихоходная
ступень
|
Расчёт на контактную усталостную прочность |
722 |
875 |
Расчёт на усталостную изгибную прочность |
Шестерня |
34,9 |
382 |
Колесо |
30,8 |
382 |
Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.
Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.
Механические характеристики улучшенной стали 40Х
Предел прочности σв = 800 МПа.
Предел текучести σТ = 640 МПа.
Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность
при коэффициенте запаса
n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.
Диаметр выходного конца вала:
принимаем стандартное значение d
= 40 мм.
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой
конструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn=d+2tкон = 40 + 2 ·
2,3=44,6 мм
где tкон = 2,3 мм,
принимаем стандартное значение dn
= 45 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на
кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5
= 52,5 мм
где r = 2,5 мм
Принимаем dбп = 53 мм.
Длина выходного участка вала:
lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм
принимаем lm= 60 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм
принимаем lk=65 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительной
прорисовки редуктора.
Диаметр вала под колесо:
принимаем стандартное значение dК
= 60 мм.
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66
мм
Диаметр вала под подшипник:
dn = dк+3r = 60 - 3
·3,5=49,5 мм
принимаем стандартное значение dп=
50 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на
кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 50 + 3 ·
3,5 = 60 мм
Диаметр выходного конца вала:
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой
конструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn = d + 2 · tкон
= 70 + 2 · 2,5 = 75 мм
где tкон = 2,5 мм.
принимаем стандартное значение dn
= 75 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на
кольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 75 + 3 ·
3,5 = 85,5 мм
где r = 3,5 мм.
принимаем dбп = 86 мм.
Диаметр участка вала под колесо:
dk=dбп = 86 мм
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5
мм
где f =2,5 мм.
принимаем dбк= 95 мм.
Длина выходного участка вала:
lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм
принимаем lм = 105 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм
принимаем lk = 120 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительной
прорисовки редуктора.
Расстояние между деталями передач
Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок
корпуса:
Принимаем а = 12 мм;
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес:
Принимаем 6 мм;
где L ≈
670 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято
из эскизной компоновки редуктора.
Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки
за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые
неточности сборки.
Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя
выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250
Частота вращения, об/мин, не более = 4600
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,3
угловое = 1°00¢
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана
выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 4000
Частота вращения, об/мин, не более = 1800
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,5
угловое = 0°30¢
Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные
подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой
цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип
подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных
нагрузок.
Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем
подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.
Установка валов не требует достаточно надёжной осевой
фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает
схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец
подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец
упираются и торцы крышек.
Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции,
небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится
набором прокладок.
Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в
результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом
внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального
температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с
рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.
Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и
предварительную прорисовку редуктора.
Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 На
тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - А и Б
возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси
координат.
Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно для
плоскости ZOX и плоскости YOX.
Где l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3
= 154 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.
В связи с возможной неточностью установки валов (перекос,
несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:
Fм =
Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно
точек А и Б
т. А
в плоскости YOZ
в плоскости XOZ
т. Б
в плоскости YOZ
в плоскости XOZ
Страницы: 1, 2, 3, 4
|