Проектирование привода ленточного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• Задание
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 2. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
• 2.1 Проектный расчёт
• 2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
• 3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
• 3.1 Проектный расчёт
• 3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
• 4. Расчет консольных сил
• 4.1 Предварительный расчёт валов
• 4.2 Промежуточный вал
• 4.3 Выходной вал
• 5. Размеры для компановки
• 6. Эпюры изгибающих моментов
• 7. Проверочный расчёт подшипников.
• 8. Расчёт шпоночных соединений
• 9. Расчёт втулочно-пальцевой муфты на ведущем валу
• 10. Выбор сорта масла
• Использумые ГОСТы

Заключение

Список использованной литературы

электродвигатель передача вал изгибающий момент

Введение

В современной промышленности, машиностроению принадлежит ведущая роль, так как на базе машиностроения развиваются все отрасли народного хозяйства, строительство и сельское хозяйство. Уровень производства машин и их техническое совершенство основа технического прогресса всякой страны и соответственно материального благосостояния и культурного развития его.

Машиностроение должно обеспечивать решение следующих проблем:

1) техническое перевооружение всех отраслей народного хозяйства и в первую очередь машиностроительного комплекса (станкостроение, метало обработка, электротехническая промышленность и т.д.);

2) постоянное повышение производительности труда;

3) повышение качества продукции;

4) постоянное обеспечение снижения материальных затрат на производство.

Основные тенденции современного машиностроения:

1)повышения мощности и быстроходности машин;

2)равномерность хода;

3)автоматизация;

4)длительная без отказная работа;

5)удобство и безопасность обслуживания;

6)экономичность при эксплуатации;

7)минимальная масса и возможно наименьшая стоимость конструкции и изготовления машин.

С увеличением мощности машин повышается ее производительность. Быстроходные машины не только более производительны, но и имеют меньшие габариты, чем тихоходные. Автоматизация работы машин содействует повышению производительности ,улучшению качества работы машины и сокращает участие человека в ее обслуживании главным образом зависит от ее деталей и узлов. Которое обеспечивается подбором ее конструкционных материалов определение их размеров, и формы, исключающих предотвращение поломки.

Экономичность машин зависит от соответствия конструкции машин и техническим требованиям (симметричности деталей и узлов, правильности монтажа, внимательного ухода, за машиной при работе). Важный показатель работы машин это коэффициент полезного действия, то есть снятие вредных сопротивлений машины.

При конструировании современных машин важно использовать современные методы расчета и конструирования, решать задачи выбора материала. Определять оптимальные формы деталей, широко внедрять прогрессивные, высокопрочные, пластмассы. Решить задачи степеней точности и качества поверхности изделий. Всесторонне производить исследование, анализ и обобщение конструкторских разработок, в том числе при их изготовлении.

В данной работе ставилась задача спроектировать привод общего назначения с двухступенчатым, цилиндрическим редуктором, и выполнить четыре рабочих чертежа.

Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;

2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.

Сила на выходном элементе привода F = 2 кН.

Скорость на ленте (цепи) привода V = 4 м/с.

Диаметр выходного элемента привода D = 200 мм.

Коэффициент перегрузки Кп = 1,3.

Срок службы привода T = 20000 ч.

Тип нагрузки - постоянный.

Рис.1. Схема привода.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По исходным данным определяем потребляемую мощность привода ( мощность на выходе) [2,4]

1) Мощность на выходном валу :

(1.1)

(1.2)

2)Определяем потребную мощность.

(1.3)

где:

Принимаются следующие значения КПД по таблице1,1 [3.5]:

_з.п.=0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами;

_п=0,99 - КПД пары подшипников;

_м=0,98- КПД муфты.

(1.4)

3)Частота вращения приводного вала.

(1.5)

об/мин

4) Выбираем значение передаточных отношений из табл.1.2 Дунаев П.Ф., Лёликов О.П.

(1.6)

Uт=2.5; Uб=3;

5)По табл. 24.8 Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. выбираем марку двигателя 132М2/2900. Рд=11кВт; n=2900;

6) Определяем угловую скорость на двигателе

(1.7)

7)Oбщее передаточное отношение:

(1.8)

8)Определяем передаточное отношение редуктора .Так как отсутствует цепная или ременная передача ,то

Uред =Uобщ (1.9)

9)Производим разбивку U между ступенями редуктора.

Дунаев П.Ф., Лёликов О.П.табл.1.3.

(1.10)

(1.11)

По ГОСТ принимаем стандартные значения передаточных отношений из табл.1.2

Дунаев П.Ф., Лёликов О.П.

Uт=2.5 Uб=3.16

11)Частота вращения вала колеса тихоходной ступени.

Так как отсутствует цепная или ременная передача в схеме ,то

n 2T = nвых(1.12)

12)Частота вращения вала колеса, быстроходной ступени.

n 2Б= n 2T *UT(1.13)

n 2Б=382*2.4=917

13)Определяем угловые скорости вращения на валах редуктора.

 (1.14)

14)Определяем мощность на валах.

(1.15)

15)Вращающий момент на валах.

(1.16)

2. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 1. Зубчатое зацепление.

2.1 Проектный расчёт

- для шестерни : сталь : 40ХН

термическая обработка : улучшение

твердость: HB 280

- для колеса : сталь: 40ХН

термическая обработка : улучшение

твердость: HB 265

Допустимое контактное напряжение

,где: (2.1)

-длительный предел выносливости колеса или шестерни.

SH - коэффициент из табл.4.6[2].

уH lim1=2*HB+70 (2.3)

уH lim 1 (шестерня) = 2*280+70 =630 МПа

уH lim1 (колесо) = 2 * 269 + 70 = 608 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1;

Коэффициент долговечности.

NHO- базовое число циклов нагружения

Для данных NHO =26400000

N=60*n*c*t (2.5)

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. =2900 об./мин.; nкол. = 921

об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t= 20000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

N(Ш)=60*2900*1*20000=3480000000; (2.6)

N(к)=60*921*1*20000=1105200000; (2.7)

(2.8)

(2.9)

Так как КHL (колеса)<1, то принимаем КHL(колеса)=1;

Допускаем напряжение изгиба.

(2.10)

где: уFlim1=1.8HB SF=1.75-табл.4.6 с 90[2]

(2.11)
( 2.12)

Коэффициент долговечности;

( 2.13) где:

NFO = - число циклов перемены напряжений.

N(ш)=3480000000

N(ш)=1105200000-число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

( 2.14)

( 2.15)

Так как N>NFO,то принимаем KFL=1.

3)Расчёт геометрических параметров прямозубой, цилиндрической ,передачи.

Межосевое расстояние.

( 3.1) ,где

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ?ba =0.2

KHb = 1,25 -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки,

Кa =49.5,Т-крутящий момент,U-передаточное отношение быстроходной ступени.

,( 3.2)

По ГОСТ 2185-66 принимаем бw=125 мм.

Определяем модуль зацепления.

( 3.3) где:

-- вспомогательный коэффициент, для прямозубых ;

-- делительный диаметр колеса, мм;

( 3.4)

---- ширина венца колеса, мм;

( 3.5)

-- допустимое напряжение при изгибе материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²

, мм; Т_2, Н мм;

( 3.6)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=1.5

Определяем суммарное число зубьев.

( 3.7)

( 3.8)

Определяем число зубьев шестерни.

( 3.10)

( 3.11)

Определяем число зубьев колеса.

( 3.12)

( 3.13)

Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение.

; ( 3.14)

( 3.15)

; ( 3.16)

( 3.17)

Определяем фактическое межосевое расстояние.

( 3.18)

( 3.19)

Таблица3.1

Параметр	Шестерня	Колесо
	Прямозубая, мм		Прямозубая, мм
Диаметр	делительный	=1.5*40=60
	вершин зубьев	=60+2*1.5=63
	впадин зубьев
Ширина венца

2.2 Проверочный расчёт

Межосевое расстояние.

( 3.20) ( 3.21)

Годность заготовок колёс.

( 3.22)

( 3.23)

Размер заготовки колеса закрытой передачи.

( 3.24)

( 3.25)

Так как Dзаг < 200,а Sзаг < 125, условие выполняется.

Проверяем контактное напряжение.

, ( 3.26)

где: для прямозубых .

( 3.27)

( 3.28)

Ft-- окружная сила в зацеплении, Н;

-- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

-- коэффициент динамической нагрузки, который зависит от окружной силы колёс и степени точности передачи.

( 3.29)

Так как 442<573,то условие выполняется.

Проверяем напряжение изгиба. , Н/мм²:

( 3.30) где

т -- модуль зацепления, мм;

-- ширина зубчатого венца колеса, мм;

-- окружная сила в зацеплении, Н

-- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс

-- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба.

--коэффициент динамической нагрузки, который зависит от окружной скорости колёс и степени точности передачи ;

і -- коэффициент формы зуба и колеса.

( 3.31)

Таблица3.2

Параметр	Допустимые значения	Расчётные значения
Контактные напряжения ,	573мПа	142.8Н*мм
Напряжения изгиба,		288мПа	14.46Н*мм
		277мПа	12.36Н*мм

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 1. Зубчатое зацепление.

3.1 Проектный расчёт

Тихоходная ступень.

- для шестерни : сталь : 40ХН

термическая обработка : улучшение

твердост: HB 320

- для колеса : сталь : 40ХН

термическая обработка : улучшение

твердост: HB 269

Допустимое контактное напряжение.

[ун] = , : (4.1) где:

-длительный предел выносливости колеса или шестерни.

SH - коэффициент из табл.4.6[2]

уH lim 1= 2 * HB + 70 . : (4.2)

уH lim 1 (шестерня) = 2 * 280 + 70 = 630 МПа

уH lim1 (колесо) = 2 x 269 + 70 = 608 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1;

: (4.3)
(4.4)

Для данных NHO =26400000

N=60*n*c*t: (4.5) : (4.5)

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. =2900 об./мин.; nкол. = 921

об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t= 20000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

N(Ш)=60*2900*1*20000=3480000000; : (4.6)

N(к)=60*921*1*20000=1105200000; : (4.7)

: (4.8)

: (4.9)

Так как КHL (колеса)<1, то принимаем КHL(колеса)=1;

Допускаем напряжение изгиба.

(4.10)

где:

уFlim1=1.8HB

SF=1.75-табл.4.6 с 90[2]

: (4.11)
: (4.12)

Коэффициент долговечности;

где: : (4.13)

NFO = - число циклов перемены напряжений.

N(ш)=3480000000

N(ш)=1105200000-число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

: (4.14)

: (4.15)

Так как N>NFO,то принимаем KFL=1.

Расчёт геометрических параметров прямозубой, цилиндрической, передачи.

Межосевое расстояние.

, (4.16) где

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ?ba =0.2

KHb = 1,25 -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки,

Кa =49.5,Т-крутящий момент,U-передаточное отношение быстроходной ступени.

, : (4.17)

По ГОСТ 2185-66 принимаем бw=140мм.

Определяем модуль зацепления.

где: : (4.18)

-- вспомогательный коэффициент, для прямозубых ;

-- делительный диаметр колеса, мм;

: (4.19)

---- ширина венца колеса, мм;

: (4.20)

-- допустимое напряжение при изгибе материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²

, мм; Т_2, Н мм;

(4.21)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=2.

Определяем суммарное число зубьев.

(4.22)

(4.23)

Определяем число зубьев шестерни.

(4.24)

(4.25)

Определяем число зубьев колеса.

(4.26)

(4.27)

Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение.

; (4.28)

(4.29)

; (4.30)

(4.31)

Определяем фактическое межосевое расстояние.

(4.32)

(4.33)

Таблица5.1

Параметр	Шестерня	Колесо
	Прямозубая, мм		Прямозубая, мм
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

3.2 Проверочный расчёт

Межосевое расстояние.

(4.34)

(4.35)

Годность заготовок колёс.

 (4.36)

(4.37)

Размер заготовки колеса закрытой передачи.

(4.38)

(4.39)

Так как Dзаг < 200,а Sзаг < 125, условие выполняется.

Проверяем контактное напряжение.

, (4.40) где

для прямозубых .

(4.41)

(4.42)

-- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

-- коэффициент динамической нагрузки, который зависит от окружной силы колёс и степени точности передачи.

(4.43)

Так как 442<573,то условие выполняется.

Проверяем напряжение изгиба. , Н/мм²:

(5.1) где

т -- модуль зацепления, мм;

-- ширина зубчатого венца колеса, мм;

-- окружная сила в зацеплении, Н

-- коэффициент, который учитывает распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс

-- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба.

--коэффициент динамической нагрузки, который зависит от окружной скорости колёс и степени точности передачи ;

і -- коэффициент формы зуба и колеса.

(5.1)

Таблица4.2

Параметр	Допустимые значения	Расчётные значения
Контактные напряжения ,	612мПа	573Н*мм
Напряжения изгиба,		310мПа	50.72Н*мм
		277мПа	59.3Н*мм

4.Определение консольных сил

Окружная сила.

(6.1)

(6.2)

Радиальная сила.

(6.3)

(6.4) где:

-- делительный диаметр колеса, мм.,

і -- крутящие моменты на тихоходном и быстроходном валах редуктора,Н,

Сила муфты

	-- для зубчатых редукторов;

 (6.5)

(6.6)

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Берём Сталь 45,термическая обработка-закалка.

Диаметр вала при допускаемом напряжении вычисляем по формуле.

(7.1)

Диаметр ведущего вала:

(7.2)

Принимаем стандартное значение вала d1=20мм по ГОСТ 6636-76.

Длина ведущего вала.

(7.3)

(7.4)

Принимаем длину вала 30мм.

Диаметр вала под подшипник.

(7.5)

(7.6)

t-высота буртика. Для данного диаметра t=2

Принимаем стандартное значение вала dп=25мм по ГОСТ 6636-76.

Длина вала под подшипник.

(7.7)

(7.8)

Диаметр вала под шестерню.

(7.9)

(7.10)

Принимаем стандартное значение вала dш=32мм по ГОСТ 6636-76.

Промежуточный вал.

(7.11)

Принимаем стандартное значение вала d1=30мм по ГОСТ 6636-76.

Длина ведущего вала.

(7.12)

(7.13)

Принимаем длину вала 30мм.

Диаметр вала под подшипник.

(7.14)

(7.15)

Для данного диаметра t=2,2

Принимаем стандартное значение вала dп=35мм по ГОСТ 6636-76.

Длина вала под подшипник.

(7.16)

(7.17)

Диаметр вала под шестерню.

(7.18)

(7.19)

r-координаты фаски подшипника. В зависимости от диаметра вала.

Принимаем стандартное значение вала dш=45мм по ГОСТ 6636-76.

Выходной вал.

(7.20)

Принимаем стандартное значение вала d1=40мм по ГОСТ 6636-76.

Длина ведущего вала.

(7.21)

(7.22)

Принимаем длину вала 30мм.

Диаметр вала под подшипник.

(7.23)

(7.24)

Для данного диаметра t=2,5

Принимаем стандартное значение вала dп=45мм по ГОСТ 6636-76.

Длина вала под подшипник.

(7.25)

(7.26)

Диаметр вала под шестерню.

(7.27)

(7.28)

r-координаты фаски подшипника. В зависимости от диаметра вала.

Принимаем стандартное значение вала dш=55 мм по ГОСТ 6636-76.

Таблица 7.1

Валы	Расчетный диаметр	Диаметры валов по сечениям
		1-е сечение	2-е сечение	3-е сечение	4-е сечение
Ведущий вал.	19,42	Под свободным (присоединительным) концом вала: 20	Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 25	Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 32	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 25
2-й вал.	28,07	Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35	Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 43	Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 43	Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 35
Выходной вал.	36,7	Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 42	Под 2-м элементом (ведущий) диаметр вала: 50	Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 42	Под свободным (присоединительным) концом вала: 37

5. Размеры для компоновки

1. Lcm=Dcm=(1,6/1,8) dвал - длина и диаметр ступиц.

Промежуточный вал. (Ступицы 1,2)

(8.1)

(8.2)

Выходной вал.

(8.3)

(8.4)

Толщина стенки редуктора.

= (0,025а_wцил+3)мм (8.5)

= (0.025*140+3)=6.5мм (8.6)

Расстояние от внутренней стенки редуктора

До боковой поверхности части, которая вращается .

с = (1,0…1,2) мм (8.7)

с = 1,1*6.5=7.15 мм (8.8)

до боковой поверхности подшипников качения.

с₁ = (3… 5) мм

Расстояние в осевом направлении между частями, которые вращаются,

на одном валу - с₂=(0…5) мм

на разных валах - с₃=(0,5…1,0) мм

с₃=0,5*6.5=3.25 мм (8.9)

Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min)

с₄=(1,2…1,5) мм (8.10)

с₄=1,5*6.5=9.75 мм, (8.11)

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности редуктора .

с₅=1,2 мм (8.12)

с₅=1,2 *6.5=7.8мм. (8.13)

6. Эпюры изгибающих моментов

Ведущий вал. Горизонтальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<102,

M=RD*X1.

MD=0, MC=88,04*0,102=8,98H*м.

2)3-е сечение 0<X2<52,

М=-FM*X2.

MA=0, MB=-40,4*0,052=2,106H*м.

Вертикальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<102,

M=RD*X1.

MD=0, MC=29984*0,102=31H*м.

2)3-е сечение 0<X2<48,

М=RD*X2.

MB=0, MC=637.1*0,048=31H*м.

Определяем суммарные, радиальные реакции.

(9.1)

(9.2)

(9.3)

Определяем суммарный, изгибающий момент в наиболее нагруженных сечениях.

(9.4)

(9.5)

Эквивалентный изгибающий момент.

(9.6)

(9.7)

Расчет вала на совместное действие изгиба и кручения.

(9.8)

(9.9)

Проэктный расчёт вала.

(9.10)

(9.11)

Промежуточный вал. Горизонтальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<95,

M=RD*X1.

MD=0, MC=-53.6*0,048=2.572H*м.

2)3-е сечение 0<X2<70,

М=-RA*X2.

MA=0, MB=-345,4*0,056=-19,34H*м.

Вертикальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<48,

M=RD*X1.

MD=0, MC=-196,2*0,048=-9,41H*м.

2)2-е сечение 0<X2<56,

М=RA*X2.

MA=0, MB=-1078,8*0,056=-60,41H*м.

Определяем суммарные, радиальные реакции.

(10.1)

(10.2)

(10.3)

Определяем суммарный, изгибающий момент в наиболее нагруженных сечениях.

(10.4)

(10.5)

Эквивалентный изгибающий момент.

(10.6)

(10.7)

Расчет вала на совместное действие изгиба и кручения.

(10.8)

(10.9)

Проэктный расчёт вала.

(10.10)

(10.11)

Выходной вал. Горизонтальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<95,

M=RD*X1.

MD=0, MC=323,4*0,095=30,723H*м.

2)3-е сечение 0<X2<70,

М=FM*X2.

MA=0, MB=117,5*0,07=8,225H*м.

Вертикальная плоскость.

1)1-е сечение.0<X1<95,

M=RD*X1.

MD=0, MC=829.5*0,95=78.8H*м.

2)2-е сечение 0<X2<57,

М=RB*X2.

MB=0, MC=1382.5*0,057=78.8H*м.

Определяем суммарные, радиальные реакции.

(11.1)

(11.2)

(11.3)

Определяем суммарный, изгибающий момент в наиболее нагруженных сечениях.

(11.4)

(11.5)

Эквивалентный изгибающий момент.

(11.6)

(11.7)

Расчет вала на совместное действие изгиба и кручения.

(11.8)

(11.9)

Проэктный расчёт вала.

(11.10)

(11.11)

Расчёт валов на усталостную прочность. Ведущий вал.

(12.1)

де S_у - коэффициент запаса прочности при изгибе; S_у, - коэффициент запаса прочности при кручении:

(12.2)

(12.3)

(12.4)

(12.5)

у_-1, ф_-1 - границы прочнрсти при изгибе и кручении при симметричном цикле напряжений,

у_а і ф_а -- амплитуда циклов при изгибе и кручении

у_m і ф_m средние напряжения циклов при изгибе и кручении ;

К_у і К_ф -- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении

К_у=3, К_ф=2.

K_d -- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,(масштабный фактор);

K_d=0,92.

K_v -- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,;

K_v=1.5

ш_у и ш_ф коэффициент чувствительности до ассиметрии циклу напряжений. При отсутствии осевой силы, которая действует на ось или вал, среднее напряжение цикла при изгиб:

у_m = 0,

ш_у=0,1, ш_ф=0,05.

у_m=0.

а амплитуда цикла при изгибе:

(12.6)

(12.7)

(12.8)

(12.9)

(12.10)

у_и -- расчётное напряжение на изгиб в рассматриваемом сечении оси или вала.

При частом реверсировании вала принимают, что напряжение на кручение изменяется по симметричному цикле, и соотвецтвенно с этим среднее напряжение цикла при кручении

ф_m = 0,

а амплитуда циклу при кручении:

(12.12)

(12.13)

(12.14)

(12.14)

(12.15)

(12.16)

ф_к -- расчётное напряжение на кручение в рассматриваемом сечении вала.

(12.17)

Допускаемый коэффициент запаса прочности.

Условие выполняется.

Промежуточный вал.

(12.19)

де S_у - коэффициент запаса прочности при изгибе; S_у, - коэффициент запаса прочности при кручении:

(12.20)

(12.21)

(12.22)

(12.23)

у_-1, ф_-1 - границы прочнрсти при изгибе и кручении при симметричном цикле напряжений,

у_а і ф_а -- амплитуда циклов при изгибе и кручении

у_m і ф_m средние напряжения циклов при изгибе и кручении ;

К_у і К_ф -- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении

К_{у= 2.5,} К_ф=1.5.

K_d -- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,(масштабный фактор);

K_d=0,85.

K_v -- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,;

K_v=1.5

ш_у и ш_ф коэффициент чувствительности до ассиметрии циклу напряжений. При отсутствии осевой силы, которая действует на ось или вал, среднее напряжение цикла при изгиб:

у_m = 0,

ш_у=0,1, ш_ф=0,05.

у_m=0.

а амплитуда цикла при изгибе:

(12.24)

(12.25)

(12.26)

(12.27)

(12.28)

у_и -- расчётное напряжение на изгиб в рассматриваемом сечении оси или вала.

При частом реверсировании вала принимают, что напряжение на кручение изменяется по симметричному цикле, и соотвецтвенно с этим среднее напряжение цикла при кручении

ф_m = 0,

а амплитуда циклу при кручении:

(12.29)

(12.30)

(12.31)

(12.32)

(12.33)

(12.34)

ф_к -- расчётное напряжение на кручение в рассматриваемом сечении вала.

(12.35)

Допускаемый коэффициент запаса прочности.

Условие выполняется.

Выходной вал.

(12.36)

де S_у - коэффициент запаса прочности при изгибе; S_у, - коэффициент запаса прочности при кручении:

(12.37)

(12.38)

(12.39)

(12.40)

у_-1, ф_-1 - границы прочности при изгибе и кручении при симметричном цикле напряжений,

у_а і ф_а -- амплитуда циклов при изгибе и кручении

у_m і ф_m средние напряжения циклов при изгибе и кручении ;

К_у і К_ф -- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении

К_{у= 2,} К_ф=1.5.

K_d -- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,(масштабный фактор);

K_d=0,85.

K_v -- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,; K_v=1.5

ш_у и ш_ф коэффициент чувствительности до ассиметрии циклу напряжений. При отсутствии осевой силы, которая действует на ось или вал, среднее напряжение цикла при изгиб:

у_m = 0,

ш_у=0,1, ш_ф=0,05.

у_m=0.

а амплитуда цикла при изгибе:

(12.41)

(12.42)

(12.43)

(12.44)

(12.45)

у_и -- расчётное напряжение на изгиб в рассматриваемом сечении оси или вала.

При частом реверсировании вала принимают, что напряжение на кручение изменяется по симметричному цикле, и соотвецтвенно с этим среднее напряжение цикла при кручении

ф_m = 0,

а амплитуда циклу при кручении:

(12.46)

(12.47)

(12.48)

(12.49)

(12.50)

(12.51)

ф_к -- расчётное напряжение на кручение в рассматриваемом сечении вала.

(12.52)

Допускаемый коэффициент запаса прочности.

Условие выполняется.

7.Проверочный расчёт подшипников.

Подшипник шариковый, радиально- упорный, однорядный №305.

Средняя серия.(На ведущем валу).

d=25, D=55,B=15, Cr=63 kH,C0r=55,9kH.

Условие.

<, >. (13.1)

Расчётная, динамическая грузоподъёмность , Н, и базовая долговечность,часов, определяются по формулам:

, (13.2)

(13.3)

де -- эквивалентная, динамическая нагрузка, Н

-- угловая скорость соотвецтвующего вала

m-- показатель степени: для шариковых подшипников;

1.=0,так как осевая нагрузка отсутствует

Rr- суммарная реакция. Rr=904.13Н*мм.

2.Определяем е и Yпо отношению =904.13/55900=0.016,

По таблице ближайшее значение к 0.016- 0.014, поэтому

е=0.3,Y=1.81.

3.Так как <е, то расчёт ведем по формуле:

, при ,где:

К_Т - температурный коэффициент. К_Т=1

К_у - коэффициент безопасности. К_у=1.1

, (13.4)

, (13.5)

(13.6)

Подшипник шариковый, радиально- упорный, однорядный №307.

Средняя серия.(На промежуточном валу).

d=35, D=72,B=17, Cr=24 kH,C0r=18.1kH.

Условие.

<, >. (13.7)

Расчётная, динамическая грузоподъёмность , Н, и базовая долговечность,часов, определяются по формулам:

, (13.8)

(13.9)

де -- эквивалентная, динамическая нагрузка, Н

-- угловая скорость соотвецтвующего вала

m-- показатель степени: для шариковых подшипников;

1.=0,так как осевая нагрузка отсутствует

Rr- суммарная реакция. Rr=1132.7Н*мм.

2.Определяем е и Yпо отношению =1132.7/18100=0.06,

По таблице ближайшее значение к 0.06- 0.014, поэтому

е=0.3,Y=1.81.

3.Так как <е, то расчёт ведем по формуле:

, при ,где:

К_Т - температурный коэффициент. К_Т=1

К_у - коэффициент безопасности. К_у=1.1

, (13.10)

, (13.11)

(13.12)

Подшипник шариковый, радиально- упорный, однорядный.

Средняя серия.(На выходном валу)№308.

d=40, D=80,B=18, Cr=30.6 kH,C0r=23.7kH.

Условие.

<, > .(13.13)

Расчётная, динамическая грузоподъёмность , Н, и базовая долговечность,часов, определяются по формулам:

, (13.14)

(13.15)

де -- эквивалентная, динамическая нагрузка, Н

-- угловая скорость соотвецтвующего вала

m-- показатель степени: для шариковых подшипников;

1.=0,так как осевая нагрузка отсутствует

Rr- суммарная реакция. Rr=1409Н*мм.

2.Определяем е и Yпо отношению =1409/23700=0.06,

По таблице ближайшее значение к 0.06- 0.014, поэтому

е=0.3,Y=1.81.

3.Так как <е, то расчёт ведем по формуле:

, при ,где:

К_Т - температурный коэффициент. К_Т=1

К_у - коэффициент безопасности. К_у=1.1

, (13.16)

, (13.17)

(13.18)

Выбранные подшипники годны.

8.Расчёт шпоночных соединений.

(14.1)

F_t - окружная сила ;

S_см - расчетная площадь смятия паза в ступице;

Т - крутящий момент; Т=29,3, Т=88,5, Т=197,5Н*м

t₂ - глубина паза ступицы; t_2=3,3мм, t_2=3,3, t_2=2,8мм

l_р - робочая длина призматической шпонки; l_р=25мм, l_р=63, l_р=30,

[у_см] - допустимое напряжения смятия :при стальных ступицах

[у_см]=100... 150 МПа.

d=30мм, d=40мм, d=45мм,

Призматическую шпонки кроме смятия проверяют и на срез:

(14.2)

b -- ширина шпонки; b=8мм,

[ф_ср] = 60... 100 МПа;

На входном валу.

На смятие.

(14.3)

На срез.

(14.4)

На промежуточном валу.(2 шпонки)

На смятие.

(14.5)

На срез.

(14.6)

На выходном валу.

На смятие.

(14.7)

На срез.

 (14.8)

Шпонка под муфту на ведущем валу.

Т=29.3Н*м

t_2=2.8мм

l_р =30мм

d=20мм

На смятие.

(14.9)

На срез.

(14.10)

Шпонка под муфту на выходном валу.

Т=197.5Н*м

t_2=3.3мм

l_р =62мм

d=30мм

На смятие.

 (14.11)

На срез.

(14.12)

Для данных шпонок условия выполняются.

9. Расчёт втулочно-пальцевой муфты на ведущем валу.

Втулочно -пальцевые муфты (за ГОСТ 21424-93)

Р=11кВт, n=2900 об/мин.

Номинальный момент передающийся муфтою.

. (15.1)

Вычисляем расчётный момент.

. (15.2)

Кр=1.5-по таблице.

(15.3)

Поэтому Dl=100мм, Lp=28мм,lп=28мм,dп=14мм,z=4.

Проверяем резиновые втулки на смятие поверхностей их сжатия с пальцами.

(15.4)

где F_t-окружная сила, переданная одним пальцем;

Т_p/(0,5D₁z) = 54,33/(0,5·100·10^-3*4)=271,65 H; (15.5)

у_см = =271,65/(0,014*·0,028) = 0,693 МПа (15.6)

10. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,5 x 11 = 5, 5 дм3.

По таблице 51[15] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 545,3 МПа и скорости v = 4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 120 x 10-6 м/с2. По таблице 53[15] принимаем масло индустриальное ИPП-150 (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Список использованных стандартов

ГОСТ 1050 - 74

ГОСТ 1144 - 70

ГОСТ 1412 - 70

ГОСТ 1491 - 72

ГОСТ 1786 - 74

ГОСТ 2848 - 75

ГОСТ 5058 - 65

ГОСТ 6009 - 74

ГОСТ 6424 - 73

ГОСТ 6527 - 68

ГОСТ 6533 - 68

ГОСТ 6627 - 74

ГОСТ 7293 - 70

ГОСТ 7505 - 74

ГОСТ 7808 - 70

ГОСТ 8239 - 72

ГОСТ 8559 - 75

ГОСТ 8617 - 75

ГОСТ 8732 - 75

ГОСТ 8788 - 68

ГОСТ 8820 - 69

ГОСТ 8923 - 69

ГОСТ 9065 - 76

ГОСТ 9150 - 59

ГОСТ 9253 - 59

ГОСТ 9347 - 74

ГОСТ 9464 - 70

ГОСТ 9484 - 73

ГОСТ 9649 - 66

ГОСТ 9953 - 67

ГОСТ 10177 - 62

ГОСТ 10293 - 67

ГОСТ 10339 - 63

ГОСТ 10340 - 63

ГОСТ 10540 - 68

ГОСТ 11474 - 76

ГОСТ 11710 - 71

ГОСТ 11871 - 73

ГОСТ 12199 - 66

ГОСТ 12201 - 66

ГОСТ 12214 - 66

ГОСТ 12717 - 67

ГОСТ 12721 - 67

ГОСТ 12876 - 67

ГОСТ 13077 - 67

ГОСТ 13438 - 68

ГОСТ 13441 - 68

ГОСТ 13465 - 77

ГОСТ 13620 - 68

ГОСТ 13726 - 68

ГОСТ 14202 - 73

ГОСТ 14613 - 69

ГОСТ 14724 - 69

ГОСТ 14734 - 69

ГОСТ 15180 - 70

ГОСТ 15527 - 70

ГОСТ 15963 - 70

ГОСТ 17066 - 71

ГОСТ 17718 - 72

ГОСТ 19119 - 73

ГОСТ 19144 - 73

ГОСТ 19146 - 73

ГОСТ 19240 - 73

ГОСТ 19807 - 74

ГОСТ 21474 - 75

ГОСТ 21488 - 76

ГОСТ 22032 - 76

ГОСТ 22037 - 76

ГОСТ 22040 - 76

ГОСТ 22178 - 76

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

2. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

Размещено на Allbest.ru