Привод ленточного конвеера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Аннотация

электродвигатель шпоночный колесо подшипник

Ощепков Г.Ф. - Привод ленточного конвейера. ЮУрГУ, филиал в г. Златоусте, 2016 г. с 69, Библиографический список - 6 наименований.

1 лист чертежей ф. А1, 1 лист чертежей ф. А2,

В работе выполнен проект привода ленточного конвейера, состоящего из электродвигателя, плоскоремнной передачи, конического одноступенчатого редуктора, цепной муфты и приводного барабана.

При проектировании подобран электродвигатель, выполнены расчеты плоскоременной передачи, валов, подшипников, шпоночных соединений, редуктора, подобрана стандартная цепная муфта. В графической части проекта разработаны чертежи общего вида редуктора и рабочий чертеж конического колеса.



Содержание

Краткое описание привода

Бланк задания

Подбор двигателя

Кинематический расчет

Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач

Расчет плоскоременной передачи

Эскизная компоновка редуктора

Расчет валов на статическую прочность

Проверочный расчет вала на выносливость

Расчет подшипников качения конического редуктора

Расчет цепной муфты

Расчет шпоночных соединений

Выбор смазки

Конструктивные размеры колес и корпуса редуктора

Литература



Краткое описание привода

Ленточный конвейер (рис.1) имеет станину 6, на концах которой установлены два барабана: передний 7 - приводной и задний 1 - натяжной. Вертикально замкнутая лента 5 огибает эти концевые барабаны и по всей длине поддерживается опорными роликами, называемыми роликоопорами, - верхними 4 и нижними 10, укрепленными на станине 6. иногда вместо роликов применяют настил. Приводной барабан 7 получает вращение от привода 11 и приводит в движение ленту вдоль трассы конвейера.

Лента загружается через одну или несколько загрузочных воронок 2, размещенных на конвейере. Транспортируемый груз перемещается на верхней (грузонесущей, рабочей) ветви ленты, а нижняя ветвь является возвратной (обратной). Возможно также транспортирование грузов одновременно на верхней и нижних ветвях ленты в разных направлениях.

Грузы выгружаются на переднем барабане 7 через разгрузочную воронку 8 или в промежуточных пунктах конвейера при помощи разгрузочных устройств: плужковых 3 или барабанных разгружателей. Наружная поверхность ленты очищается от прилипших к ней частиц груза очистным устройством 9, установленным у переднего барабана 7.



Ленточные конвейеры применяются для перемещения в горизонтальном и наклонном направлениях разнообразных насыпных и штучных грузов, а также для межоперационного транспортирования изделий при поточном производстве. Они получили широкое распространение во всех отраслях промышленности и являются основными агрегатами механизации транспорта в литейных цехах, на топливоподачах электростанций, подземного и наземного транспорта угля и породы в угледобывающей промышленности, руды, кокса и флюсов в металлургии, строительных материалов и полезных ископаемых в карьерах, зерна в зернохранилищах, песка и камня на строительство каналов и гидростанций.

Ленточные конвейеры служат составными частями таких сложных машин, как роторные экскаваторы, перегрузочные и отвальные мосты, погрузочно-разгрузочные машины и т. п. Большое распространение ленточные конвейеры получили благодаря возможности получения высокой производительности (до 30000 т/ч), большой длине транспортирования (до 3-4 км в одном конвейере и до 100 км в системе из нескольких конвейеров), простоты конструкции и эксплуатации и высокой надежности работы.



Бланк задания.

Рис. 1 - Структурная схема привода.

1) ЭД- электродвигатель переменного тока

2) ПР- плоскоременная передача

3) КОН- конический одноступенчатый редуктор

МЦ- муфта цепная

5) БП- барабан приводной ленточного конвейера

Момент на барабане: Ft = 350 Н* м

Группа материалов зубчатых колес: I

Скорость рабочего органа: V = 12,5 с-1

Срок службы привода: L=2 года

Работа в 3 смены: nсм=3

Кинематическая схема привода

Рис. 2 - Кинематическая схема привода



Рис. 3 - График нагрузки.

Подбор двигателя

Требуемая мощность электродвигателя, рассчитывается по формуле

(1)

где Ft - момент на барабане, Н;

V -скорость рабочего органа, м/с;

з - общий КПД привода, определяется по формуле

(2)

КПД плоскомерной передачи [1, табл. 2.2]

КПД конического одноступенчатого редуктора [1, табл. 2.2]

КПД муфты цепной [1, табл. 2.2]

КПД барабана приводного ленточного конвейера [1, табл. 2.2]

КПД пары подшипников [1, табл. 2.2]

Требуемая частота вращения двигателя находиться по формуле

Nдв тр=nб•I (3)

Nдв тр =119,43•9=1075,14 мин-1

Частота вращения барабана находится по формуле

(4)

i' - общее передаточное отношение, определим по формуле

(5)

iP - передаточное отношение редуктора, примем равным 3 [табл.2.3,1];

iозк - передаточное отношение открытой цилиндрической передачи, примем равным 3 [1, табл.2.3]

Синхронная частота вращения nc=1000 мин-1

Вбираем марку двигателя.

Тип 132S6/965

Номинальная частота вращения nном=1000 об/мин

Рн=4,0 кВт

nн=1000 об/мин

Проверка двигателя по пусковому моменту



1,9<2,0

Условие выполняется

Эскиз двигателя с основным моментом.

Число полюсов-4 d30=235мм l1=60мм l=392мм d2=28мм b1=8мм h1=7мм l10=140мм l31=63мм b10=160мм d10=12мм h=100мм h10=12мм h32=263мм

Рис. 4 - Эскиз двигателя с основным моментом.

Кинематический расчет

Определяем общее передаточное отношение привода по формуле (6)

(6)

i=iрем·iр



Распределяем передаточное отношение привода по передачам.

Предварительно назначаем для ременной передачи

Передаточное отношение редуктора

(7)

стандартное значение iр.ст=4,0

Определяем мощности, частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты.

Мощности на валах

Рдв=Ртр (8)

Рдв =4.99 кВт

РБ=Рдв·з2 (9)

РБ=4.94 кВт

Рт=РБ•з3·зп (10)

Рт =4.94•0,96·0,99=4.74 кВт



Рб=Рт•з4•зп (11)

Рб=4.74·0,98·0,99=4.45 кВт

Проверка:

(12)

4.45•0,99=

4.4=4.37

Частота вращения валов

nдв=nн (13)

nдв =1000 об/мин

nБ= (14)

nБ=1000 об/мин

(15)

об/мин

(16)



об/мин

Угловые скорости

(17)

с-1

(18)

с-1

(19)

с-1

(20)

с-1

Вращающие моменты

(21)

Н•м

(22)

Н•м

(23)

Н•м

(24)

Н•м

Проверка:

(25)

352,44=350



Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач

Исходные данные:

Рис 5. - Кинематическая схема передачи.

Тип передачи- закрытая коническая прямозубая.

Передаваемая мощность Р1=4,99 кВт

Момент на колесе Т2=135,89 Н м

Угловая скорость щ1=104,66 с-1

Частота вращения n1=1000 мин-1

Передаточное число u=ip=3

Срок службы передачи - длительный

Вид смазки зацеплений- в масленой ванне.

Кинематический расчет.

Р2=3,280 Вт

Т1=47,2 Н*м

щ2=34,88 с -1

n2= 333,3 мин -1

Материалы зубчатых колес

Группа материалов зубчатых колес I

С учетом рекомендаций [1, §12.4; 2, §2.1] назначаем:

для шестерни - сталь 40Х с термообработкой улучшение. По [2, табл. 2.1; 3, табл. 3.3] ; ; .

для колеса - сталь 40Х с термообработкой улучшение. По [2, табл. 2.1; 3, табл. 3.3] ; ; .

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость.

Допускаемые контактные напряжения.

Базовый предел контактной выносливости по [3, табл. 3.2]

Коэффициент безопасности по [1, стр. 190; 3, c.33]

для зуба шестерни

для зуба колеса

Базовое число циклов перемены напряжений по [1, рис. 12.19]

циклов

циклов

Время работы передачи

часов

часов

Здесь L - срок службы в годах, - число рабочих смен, и - продолжительность работы передачи под нагрузками и за смену.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений по [1, стр. 187]

циклов

циклов

Так как, , то коэффициент долговечности [1, рис. 12.20]



Допускаемые контактные напряжения [3, ф. (3.9)]

Допускаемые контактные напряжения для передачи

Допускаемые напряжения изгиба

Базовый предел изгибной выносливости зубьев [3, табл. 3.9]

Коэффициент безопасности [3, табл. 3.9]

Коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки [1, стр. 192, 3, стр.45]:

для шестерни, при термообработке улучшение:

для колеса, при термообработке улучшение:

Базовое число циклов перемены напряжений и показатель степени [3, стр. 45]

;

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, ф. (12.7б)]

циклов

циклов

Коэффициент долговечности [1, ф. (12.74)]

, так как

Допускаемые напряжения изгиба [1, ф. (12.73)]

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Предельные допускаемые контактные напряжения по формуле



Предельные допускаемые напряжения изгиба

Вращающие моменты на валу шестерни Т1= 47,2 Н м, колеса Т2= 135,89 Н м.

Внешний делительный диаметр колеса из условия контактной выносливости передачи. Расчетная формула по [5]

de2=, (34)

где нН - коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес равен 1;

Кd - коэффициент для прямозубых колес равен 990;

bRe - коэффициент принимаемый нами рамным 0,25;

КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по [2, табл. 3.5 ] в зависимости от bd ( коэффициент ширины колеса) равном



Принимаем KH =1,24

de2=

По ГОСТ 12289-76 принимаем de2=220 мм

Определяем углы делительных конусов

1 =90-2=900-75,963760=14,0362402 = arctgi=75,963760

Конусное расстояние и ширина колес [1, с. 67]

Re = (35)

Re =

b = (36)

b =

Принимаем b1 = b2 = b =30 мм

Определяем модуль и числа зубьев.

Внешний делительный диаметр шестерни

de1 = de2 / u (37)

de1 =220/3=73,3 мм



По [1, с.67] назначаем числа зубьев Z1 =70

Z2 = i·Z1 (38)

Z2 =4·52=210

Принимаем Z2 =210

Определяем внешний торцовый модуль по формуле

mte = de2 / Z1 (39)

mte = 220/60=4 мм

Значение mte необходимо согласовать с ГОСТ 9563-60)

Принимаем mte =1. Принятые значения mte и bw должны удовлетворять условию mte ? bw. Уточняем число зубьев шестерни и колеса

Z2 = (40)

Z2 =

Принимаем Z 2 =79

Z1 = (41)

Z1 =

Принимаем Z1 =20

Фактическое передаточное число и оценка его отклонения



uф =

u = (uф - u)100% / u =(3,95-4)•100%/4=1,25%<2,5%

Вывод: отклонения подходят в пределах допущений.

Углы делительных конусов по uф

2 =arctg3,95=75,793230 cos2 =0,2454

1 =90-2=14,206770 cos1 =0,96942 sin1 =0,2454

Внешние делительные диаметры

de1 = (42)

de1 =

de2 =

Внешние диаметры вершин

dae1 = (43)

dae1 =

dae2 =

Внешние диаметры впадин

dfe1 = (44)

dfe1 =

dfe2 =

Средний торцовый модуль

mtm = (45)

mtm =

Средние делительные диаметры

dm1 = (46)

dm1 =

dm2 =

Окружное усилие, окружная скорость и степень точности изготовления.

Определяем окружное усилие по формуле

Ft = (47)

Ft =

Определяем окружную скорость по формуле

V = (48)



V =

По [1, табл. 4.2 ] в зависимости от окружной скорости назначаем степень точности изготовления - 8

Проверка выносливости зубьев по контактным напряжениям

Расчетная формула [1, таб 4.2]

н =, (49)

где ZН - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, примем равным 1,77 по [5];

ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев, примем равным 275 МПа1/2 по [5];

WHt - удельная расчетная окружная сила, определим по формуле

(50)

КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес, примем равным 1 по [6, стр. 69];

КНн - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, примем равным 1,10 по [6, стр.62];

КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем равным 1,17, зависит от bd ( коэффициент ширины колеса) равном bd =0,58

H - коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен 0,85;

Расчетные контактные напряжения и их оценка

н =<515,45мПа

Вывод: недогрузка 4,55 % - передача по контактным напряжения проходит.

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Расчетная формула [1, пар.4.2, п. 14]

F = (52)

Эквивалентное число зубьев, определим по формуле

zv1 = (53)

zv1 =

zv2 =

YF - коэффициент формы зуба; для колеса равен 4,07, для шестерни равен 3,60 по [6, табл. 4.7];

Оценка прочности зуба шестерни и колеса по отношению:

Расчет ведем по тому зубчатому колесу, для которого это отношение меньше, то есть по колесу

КFv - коэффициент динамической нагрузки, примем равным 1,11 [1, таб. 4.3]

КFв -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями принимаем равным 1,35 [4, рис.12.18]

н F - коэффициент вида конических колес, принимаем равным 0,85

Расчетные напряжения изгиба для зубьев колеса

Вывод: передача по напряжениям изгиба подходит.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Вывод: прочность зубьев при перегрузках обеспечивается.

Расчет плоскоременной передачи

Кинематический расчет:

Передаваемая мощность P1 =3,521 кВт

Частота вращения n1 = 1430 мин-1

(Угловая скорость 1 = 149,75 с-1)

Передаточное число i = 2,674

Рис. 7 - Кинематическая схема передачи

Вращающие моменты

Т1 = 23,51 Н·м Т2 = 60,98 Н·м

Профиль сечения ремня по ГОСТ 1284.3-80[1, рис. 5.2]

Принимаем сечение ремня А.

Размеры сечения ремня по [1, К31]

h=8мм b=13мм А=81мм2

Минимальный расчетный диаметр шкива [1, таб.5.4] dmin=90

Диаметр шкивов по условию d1? dmin или по формуле

(54)

По ГОСТ 1284.3-80 [6, табл.К40] принимаем

d1=90мм; d2=d1·i=90·2,674=240,60мм

Принимаем значение d2=250 мм

Уточняем передаточное отношение [1, стр.77, п.2]



(55)

где е - коэффициент скольжения принимаем равным 0,02 [1, стр.77]

Отклонение

Вывод: передаточное отношение в допустимых пределах.

Скорость ремня [1, с. 85 п. 10]

Окружную скорость найдем по формуле

(56)

V =

[Vmax]=25…30 м/с

Межосевое расстояние назначают конструктивно с учетом рекомендаций [1, с. 85 п. 6]

2(d1+d2)?a?0,55(d1+d2)+h (57)

2(90+250) 0,55(90+250)+8

680?a?195

Принимаем а=440 мм

Длина ремня [1,с. 85, п. 7]

(58)

По ГОСТ 1284.1-80 принимаем lст=1400 мм

Проверка долговечности ремня

Вывод: условие долговечности ремня выполняются.

Уточненное межосевое расстояние по стандартной длине ремня lcт [1, с.85, п.8]

Угол обхвата ремнем меньшего шкива [1, с. 78 п. 9]



(59)

Допустимое значение угла [б]=1200

Число ремней из расчета тяговой способности [1, пар. 5.2]

Расчетная формула [1, с. 87]

(60)

Номинальная мощность, передаваемая одним ремнем по ГОСТ 1284.3-80 Ро=1,00 кВт.

Коэффициенты [1, табл. 5.2] Сб=0,95; Сl=1; Сz=0,95; Cp=1

Число ремней принимаем z=4 z?8

Сила давления на валы шкивов определяется по формуле

Fb= (61)

При у0=1,4 МПа,

Ширина шкивов определяется по формуле

В=(Z-1)e+2f (62)



B=(4-1)·15+2·10=65мм

Эскизная компоновка редуктора

Расчет зубчатой передачи редуктора.

Re=162,37 мм

д1=14,206770

Z1=20

b1=40 мм

Расчет ременной передачи.

d2=250 мм

В=65 мм.

Проектный расчет вала.

Диаметр быстроходного вала определяется по формуле

(63)

где [фкр] - допускаемое напряжение кручения,

Принимаем dв=25 мм

Диаметр тихоходного вала



Принимаем dТ=40 мм

Диаметры цапф быстроходного и тихоходного валов определяем по формулам

dпб=dБ+Дd (64)

dпб=25+9=34 мм

Принимаем dпб=35мм

dпт=dТ+Дd (65)

dпт=40+9=49 мм

Принимаем dпт=50мм

Диаметр вала под шестерней определяем по формуле

dзкб=dПБ-Дd' (66)

dзкб=35-3=32мм

Принимаем dзкб=32мм

Диаметр вала под колесом

dзкт=dПТ+Дd' (67)

dзкт=50+3=53 мм

Принимаем dзкт=53 мм

Установим вид соединения быстроходного вала с шестернею

Для того чтобы вал выполнялся заодно с шестернею необходимо выполнение условия

dP1 < dБЗК + Дd

где dP1 определим по формуле

(68)

мм

dБЗК + Дd = 43 мм

Вывод: условие не выполняется, поэтому шестерня выполняется отдельно.

Расчет конструктивных размеров элементов корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса д и крышки редуктора д1 определим по формуле

д=0,05Re+1 (69)

д=0,05·162,37+1=9,12 мм

Принимаем д=9мм определим по формуле

д1=0,04Re+1 (70)

д1=0,04·162,37+1=7,49 мм

Принимаем д1=8мм

Длина ступицы определим по формуле

lст2=1,3dзкт (71)



lст2=1,3·53=68,9 мм

принимаем lст2=69мм

Толщина обода колеса определим по формуле

до=3,3·mtm (72)

до=3,3·3,509=11,56мм

Диаметр ступицы определим по формуле

dст=1,6·dзкт (73)

dст=1,6·53=84,8 мм

принимаем dст=85мм

Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.

Подшипники радиальноупорные конические.

На быстроходном валу подшипник №7207.

d=35мм, D=72мм, Т=18,25мм, В=17, с=15, r=2,0, r1=0,8, С=38,5 кН, Со=26,0 кН, е=0,37, У=1,62, Уо=0,89.

На тихоходном валу подшипник №7210.

d=50мм, D=90мм, Т=21,75мм, В=21, с=17, r=2,0, r1=0,8, С=56,0 кН, Со=40,0 кН, е=0,37, У=1,6, Уо=0,88.

Определение размеров элементов подшипникового узла ведомого вала.

Толщина стенки крышки подшипника дкр=6мм;

Наружный диаметр резьбы болта dб=8мм;

Число болтов z=4;

Толщина фланца крышки определяется по формуле

Дф.кр=1,2· дкр (74)



Дф.кр =1,2·6=7,2мм;

Принимаем Дф.кр =7мм

Высота головки болта определяется по формуле

hб=0,7· dб (75)

hб =0,7·8=5,6мм;

Принимаем hб =6мм

Схема осевой фиксации.

Схему осевой фиксации на быстроходном и тихоходном валах с учетом рекомендаций назначаем «в распор».

Выбор способа смазки подшипника.

Скорость зацепления зубчатых передач V=1,489 м/с<3м/с. Назначаем индивидуальную смазку по

дшипников. У1=12мм, У2=12мм.

Расчет валов на статическую прочность

Быстроходный вал конического редуктора.

Кинематический расчет:

Вращающий момент Т1=60,98Нм

Частота вращения n1=534,779мин-1

Параметры зубчатых колес:

dm1=70,1832мм,

угол зацепления бw=200,

д1=14,206770

Вид посадки зубчатых колес на вал «с натягом»

Характер нагрузки «с толчком».

Материал вала

C учетом рекомендаций [1 пар 3.1] назначаем для вала- сталь 45 с термообработкой- нормализация. HВ=179…207, уb=600 МПа, уТ=320 МПа; у-1=260 МПа

Проектный расчет вала.

Минимальный диаметр (диаметр выходного конца) вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям определяется по формуле (63)

По нормальному ряду чисел (ГОСТ 6636-69) принимаем d1=25 мм.

Диаметры остальных участков вала:

dПБ=35мм, dзкб=32 мм.

Проверочный расчет на статическую прочность.

Определим окружную, радиальную и осевую силы для шестерни

Окружную силу определим по формуле

(76)

Радиальную силу определим по формуле

(77)

Осевую силу определим по формуле

(78)

Определяем реакции опор

В плоскости XOZ

Рис. 7 - Расчетная схема быстроходного вала.



Проверка

2693,5-955,76-1737,74=0

В плоскости УOZ



Принимаем RАy=+1184,90 Н

Проверка

Строим эпюры изгибающих моментов

В плоскости XOZ

II участок 0?Z2?c1

III участок 0?Z3?f1

В плоскости YOZ

I участок 0?Z1?l3

II участок 0?Z2?c1

III участок 0?Z3?f1

Строим эпюры крутящих моментов.

Мкр1=ТБ=60,98Н·м

Мкр2=ТБ=60,98Н·м

Мкр3=ТБ=60,98Н·м



Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

(79)

Расчет ведем о сечению 3.

Определим эквивалентный момент

(80)

Эквивалентные напряжения и их оценка.

(80)

(81)

мм3

МПа<[уи]=50…60МПа

Вывод: передача по эквивалентным напряжениям подходит.

Тихоходный вал конического редуктора

Исходные данные:

Назначение вала-.

Вращающий момент Т2=234,29 Нм

Частота вращения n1=133,69мин-1

Параметры зубчатых колес: dm2=277,2235мм, угол зацепления бw=200, д2=75,793230.

Вид посадки зубчатых колес на вал «с натягом»

Характер нагрузки «с толчком».

Материал вала

C учетом рекомендаций [1, пар 3.1] назначаем для вала- сталь 45 с термообработкой- нормализация. HВ1=179…207, уb=600 МПа, уТ=320 МПа; у-1=260МПа

dт=40мм, dЗКТ=53мм

Проектный расчет вала.

Минимальный диаметр (диаметр выходного конца) вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [1, пар.7.2 и табл. 7.1]

По нормальному ряду чисел (ГОСТ 6636-69) принимаем d2=40мм

Диаметры остальных участков вала:

dпт=50 мм, dзкт=53 мм.

Определим окружную, радиальную и осевую силы для конического колеса и цилиндрической шестерни по [5]

Осевая сила на колесе по [5]

Fr2=Fa1=155,18 H

Радиальную силу на колесе определим по [5]

Fa2=Fr1=613,03 H

Рис. 8 - Расчетная схема тихоходного вала

Определяем реакции опор

В плоскости XOZ



Примем равным RAX = +1188,98 Н

Проверка

-Rcx-RDX+Ft2=0

-1188,98-548,76+1737,74=0

В плоскости YOZ



Принимаем RDY=+398,22

Примем равным RcY = + 553,36 Н

Проверка

Строим эпюры изгибающих моментов

В плоскости XOZ

I участок 0?Z1?f3

II участок 0?Z2?c2

В плоскости YOZ

I участок 0?Z1?f2

II участок 0?Z2?c2

Строим эпюры крутящих моментов.



Мкр1=Тт=-234,29Н·м

Мкр2=Тт=-234,29Н·м

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении.

(82)

Расчет ведем о сечению 1.

Определим эквивалентный момент по формуле

Эквивалентные напряжения и их оценка.

По формуле (82)

По формуле (81)

МПа<[уи]=50…60Мпа

Вывод: передача по эквивалентным напряжениям подходит.

Проверочный расчет вала на выносливость

Рис. 8 - Эскиз вала.



Расчетные формулы

S = (83)

S = (84)

S = (85)

Определим пределы выносливости материала вала

- 1 =260 Мпа

- 1 =0,58- 1=0,58·260=150,8 МПа

Характер изменения напряжений (циклы).

Рис. 9 - Характер изменения напряжений (циклы).

Сечение А-А

Характеристика сечения

Рис. 10 - Сечение вала под шестерней.



b=10мм, t1=5мм, dзкб=32мм.

Концентратор напряжений- шпоночный паз. Сечение нагружено крутящим и изгибающим моментами.

Максимальный изгибающий и крутящий моменты, действующие в сечении

Ми3 =5,446 Н м, Мк =60,98 Н м

Определим моменты соспротивления сечения кручению по формуле

W = (86)

W = мм3

Wк = (87)

Wк = мм3

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла при изгибе

а =МПа m = 0

Коэффициенты

K = 1,7 по [3, табл. 8.5]; Kd() = 0,65 по [3, табл. 8.8];

Kv() =1; = 0

Определим коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу по формуле (84)

S ==48,26

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла при кручении

a = m = (88)

a = m = МПа

Коэффициенты

K =1,46 по [3, табл. 8.5]; Kd() = 0,78 по [3, табл. 8.8]; Kv() = 1; =0,1 по [3, стр. 166]

Коэффициент запаса определим по формуле (85, 87)

S = = 14,07>[S]=2,5…4

Сечение Б-Б

Характеристика сечения

Рис. 11 - Сечение вала под подшипником.

dПБ=35мм.

Концентратор напряжений- посадка подшипников с натягом.

Максимальный изгибающий и крутящий моменты, действующие в сечении

Mи =99,67 H м, Mк =60,98 Н м



Определим момент сопротивления сечения изгибу по формуле

W = (89)

W =мм3

Определим момент сопротивления сечения кручению по формуле

Wк = (90)

Wк =мм3

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла при изгибе

а =МПаm = 0

Коэффициенты

K/ Kd() = 3,77·0,9=3,398 по [1, табл. 11.2]; Kv() =1; = 0

Определим коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу формуле (84)

S =

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла при кручении по формуле (88)



a = m = МПа

Коэффициенты

K / Kd() = 2,625 [1, табл. 11.2]; Kv() =1; =0,1 по

Определим коэффициент запаса усталостной прочности по кручению по формуле (85)

S =15,29

Общий коэффициент запаса определим по формуле (83)

S = = 3,17>[S]=2,5…4

Сечение В-В

Характеристика сечения

Рис. 12 - Сечение вала В-В

b=8, t1=4, dБ=25

Концентратор напряжений- шпоночный паз. Сечение нагружено крутящим моментом.

Максимальный крутящий момент, действующий в сечении Mк =60,98

Определим моменты соспротивления сечения кручению определяем по формуле (86)



Wк = мм3

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла при кручении определяется по формуле (88)

a = m = МПа

Коэффициенты

K =1,46 по [3, табл. 8.5]; Kd() = 0,77 по [3, табл. 8.8]; Kv() = 1; =0,1 по [3, стр. 166]

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по кручению и общий коэффициент запаса определим по формуле (85)

S =S =

Расчет подшипников качения конического редуктора

Быстроходный вал конического редуктора.

Исходные данные:

Схема вала

Рис. 13 - Схема быстроходного вала.

Осевая сила, действующая на вал Fa1 =155,18 Н

Частота вращения вала n =534,779 мин -- 1

Диаметр цапфы вала dПБ = 35 мм

Рабочая температура t 60 0C

Рекомендуемая долговечность [Lh] =tн+t2=7200+8400=15600 ч

Определим радиальные нагрузки, действующие на подшипник по формуле

Fr1 =, Fr2 = (91)

Fr1 =

Fr2 =

Учитывая нагрузки, действующие на опоры выбираем тип подшипника -радиальноупорный конический, учитывая диаметр цапфы вала, принимаем подшипник лёгкой серии № 7207 , для которого - d D T(B) = 35 72 18,5, С = 35200 Н, Со =26300 Н, e =0,37, Y = 1,62,Yо =0,89

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

P = (92)

где V - коэффициент вращения, примем равным 1 ;

Кб - коэффициент безопасности, примем равным 1,7;

КТ - температурный коэффициент 1

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле

S1 = (93)

S1 =

S2 =

Определим осевые силы действующие на подшипники

Так как S1 > S2 , то Fa1 = S1 =832,9 Н, Fa2 = S1+ Fa =832,9+155,18=988,08 Н

X - коэффициент радиальной нагрузки назанчаем по отношению Fa /(VFr) и коэффициенту e;

Y - коэффициент осевой нагрузки назначаем по отношению Fa /(VFr) и коэффициенту e;

Fa1 /(VFr1) =832,9/1·2712,2=0,31< e=0,37

Следовательно X1 =1, Y1 =0

Fa2 /(VFr2) =988,08/1·1522,32=0,65> e=0,37

Следовательно X2 =0,4, Y2 =1,62

P1 =Н

Р2 =Н

Более нагруженной является опора В

Определим расчетную долговечность опоры подшипника по формуле

Lh = (94)

Lh =27305,36 ч>[Lh]=15600ч

Вывод: выполняется условие для подшипников быстроходного вала конического редуктора по долговечности.

Тихоходный вал

Исходные данные:

Схема вала



Рис. 14 - Схема тихоходного вала.

Осевая сила, действующая на вал Fa2 =613,03 Н

Частота вращения вала n =133,69 мин -- 1

Диаметр цапфы вала dn = 50 мм

Рабочая температура t 60 0C

Рекомендуемая долговечность [Lh] =15600 ч

Определим радиальные нагрузки, действующие на подшипник по формуле (91)

Fr1 =

Fr2 =

Учитывая нагрузки, действующие на опоры выбираем тип подшипника - радиальноупорный конический, учитывая диаметр цапфы вала, принимаем подшипник лёгкой серии № 7210 , для которого - d D T(B) = 50 90 21,75 ,

С = 56000 Н, Со =40000 Н, e =0,37, Y = 1,6, Yо =0,88

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Для этого определим осевые составляющие радиальной нагрузки определяется по формуле (93)

S1 =

S2 =

Определим осевые силы действующие на подшипники

Tак как S1 <S2 , S2-S1=193,93<Fa, то



Fa1 = S1=208,22Н

Fa2 =S1 +Fa=208,22+613,03=821,25 Н

Fa1 /(VFr1) =208,22/1·678,02=< e

Следовательно X1 =1, Y1 =0

Fa2 /(VFr2) =831,25/1·1311,44=0,63 > e

Следовательно X2 =0,4, Y2 =1,6

P1 = Н

Р2 = Н

Более нагруженной является опора D

Определим расчетную долговечность опоры подшипника по формуле (94)

Lh =158218,87 ч>[Lh]=15600ч

Вывод: выполняется условие для подшипников тихоходного вала конического редуктора по долговечности.

Проверка подшипников по статической грузоподъемности.

Со?Роmax

4000>2603,95



Расчет цепной муфты

Исходные данные:

Диаметры соединяемых валов dт =40мм, d = 40 мм

Вращающий момент на валу T = 234,29 Нм

Частота вращения валов n =133,69 мин - 1

Характер нагрузки- с толчками

По диаметрам соединяемых валов d1 и d2 с учетом момента Т выбираем типоразмер муфты [1, табл. К25].

Параметры выбранной муфты:

Номинальный момент Тн = 500 Н м

Максимальная частота вращения nmax =1020мин - 1

Диаметры соединяемых валов d =40 ...55 мм

Проверяем муфту по вращающему моменту

Tp = kT [Tн]

k =2 [1, табл. 10.26]

Tp =2·234,29=468,58 Н м<[Тн]

Вывод: для взятой муфты выполняется условие по вращающему моменту

Проверяем муфту по частоте вращения

n [nmax]

133,69 мин-1 < 1020 мин-1

Вывод: для взятой муфты выполняется условие по частотам вращения

Эскиз выбранной муфты с основными размерами [1, таб. К26]



Рис. 15 - Эскиз цепной муфты.

lЦИЛ = 82 мм; lКОН = 57 мм; LЦИЛ = 222 мм; LКОН = 172 мм; D = 200 мм

Обозначение по ГОСТ 20742-81: муфта цепная 500-40-1.1-У3.

Расчет шпоночных соединений

Тихоходный вал

Исходные данные: вращающий момент на валу T = 234,29 Нм

Подбор и расчет шпоночного соединения (под зубчатым колесом)

Диаметр вала под зубчатым колесом dзк = 53 мм

По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

b h = 16 10 мм , t1 = 6мм, t2 = 3,3 мм.

Длина ступицы зубчатого колеса определяется по формуле

Lст=(1,2…1,5)d (95)

Lст =1,2·53…1,5·53=63,6…79,5мм.

Принимаем Lст = 69 мм.

Определим длину шпонки по формуле

l = Lст - 5 ...10 мм (96)



l =69-5=64 мм

По [1, табл. К42] принимаем l =63 мм

Напряжения смятия и их оценка

см =< []см (97)

где lp - находится по формуле

lp =l-b (98)

lp = 63-16=47 мм

[см]=100-150 МПа

см =

Вывод: см < []см, прочность шпонки обеспечивается.

Напряжения среза и их оценка

ср =?[фср] (99)

[ср] =60-90 МПа

ср =МПа

Вывод: ср<[ср], прочность шпонки обеспечивается.

Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 16 1065 ГОСТ 23360-78

Подбор и расчет шпоночного под муфтой.

Диаметр вала d = 40 мм

По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

b h = 12 8 мм , t1 = 5мм, t2 = 3,3 мм.

Длина шпонки находится по формуле

Lст = (1,2 ... 1,5)d (100)

Lст =1,2·40…1,5·40=48…60

Принимаем Lcт=50мм

l=Lст -5…10 =50-5=45 мм

По ГОСТ 23360-78 принимаем l =45 мм

Напряжения смятия и их оценка , по формуле

lp = =45-12=33 мм

см =

Вывод: см < []см, прочность шпонки обеспечивается.

Напряжения среза и их оценка, формула (99)

ср =МПа

Вывод: ср<[ср], прочность шпонки обеспечивается.

Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 12 1845 ГОСТ 23360-78

Быстроходный вал

Исходные данные: вращающий момент на валу T = 60,98 Нм

Подбор и расчет шпоночного соединения под шкивом ременной передачи.

Диаметр вала d = 25 мм

По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

b h = 8 7 мм , t1 = 4мм, t2 = 3,3 мм.

Длина шпонки находиться по формуле (100)

Lст = 1,2·25…1,5·25=30…37,5

Принимаем Lст=36мм

l=Lст-5…10 =36-5=31 мм

По ГОСТ 23360-78 принимаем l =32 мм

Напряжения смятия и их оценка , по формуле

lp = 32-8=24 мм

см =

Вывод: см < []см=60-80 МПа, прочность шпонки обеспечивается.

Напряжения среза и их оценка, по формуле

ср =МПа

Вывод: ср<[ср], прочность шпонки обеспечивается.

Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 8 732 ГОСТ 23360-78

Диаметр вала d = 32 мм

По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку

b h = 10 8 мм , t1 = 5мм, t2 = 3,3 мм.

Длина шпонки Lст = (1,2 ... 1,5)d=1,2·32…1,5·32=38,4…48

Принимаем Lст=43мм

l=Lст-5…10 =43-5=38 мм

По ГОСТ 23360-78 принимаем l =36 мм

Напряжения смятия и их оценка , по формуле

lp = 36-10=26 мм

см =

Вывод: см < []см=100-150 МПа, прочность шпонки обеспечивается.

Напряжения среза и их оценка, по формуле

ср =МПа

Вывод: ср<[ср], прочность шпонки обеспечивается.

Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 10 1836 ГОСТ 23360-78

Эскиз шпонки.

Рис. 16 - Эскиз шпонки.

Выбор смазки

Смазывание зубчатого зацепления.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объем масляной ванны

V=(0,4…0,8)·3,280=1,312…2,624 дм3.

По [6, табл. 10.29] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН= 492 МПа и средней скорости V = 1,965 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 61…75 мм2/с. По [6, табл. 10.29] принимаем масло индустриальное И-Г-А-68 (по ГОСТ 20799-75)

Смазывание подшипников. При окружных скоростях V<2 м/с -смазывание пластичными материалами (солидол жировой).

Конструктивные размеры колес и корпуса редуктора

Колесо зубчатое коническое

Рис. 17 - Эскиз зубчатого колеса.



Конструкционные размеры зубчатых колес.

Диаметр ступицы определяется по формуле

dст1=1,6dB (101)

dст1=1,6·32=51,2 мм

Принимаем dст1=52мм

dст2=1,6·53=84,8мм

Принимаем dст2=85 мм.

Длина ступицы, мм lст1=(1,2…1,5)dB=42, lст2=69

Толщину обода определим по формуле мм

Толщину диска конических колес определяем по формуле [1, табл 10.1]

С=0,15Re (102)

С=0,15·162,37=24,36 мм

Принимаем С=25 мм

Размеры фасок назначаем по [1, таблица 10,1] f1=1,2мм, f2=2,0мм

Диаметр отверстий определяем по формуле

(103)

где Do - внутренний диаметр обода, находится графически.

Do=236мм

Принимаем dотв=40мм.

Конструктивные размеры шкивов [6, табл.10.23].

Диаметр шкивов d1=90мм, d2=250мм.

Конструктивный диаметр шкивов находится по формуле

de=dp+2t (104)

de1=90+2·3,3=96,6

de2=240+2·3,3=246,6

Ширина шкивов В=65мм.

Толщина для стального шкива находится по формуле

дст=0,8(1,1…1,3)е (105)

дст1=0,8·1,2·0,3=0,288

дст2=0,8·1,2·0,6=0,576

Диаметры винтов.

В корпусе редуктора имеется пять видов фланцев. Фундаментальный фланец редуктора крепится к раме или плите винтами с диаметром стержня d1=16мм.

Фланцы подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса соединяют винтами диаметром d2=14мм.

Торцевые крышки подшипниковых узлов крепятся к фланцу винтами диаметром стержня d3=12мм.

Торцевые крышки подшипниковых узлов крепятся к фланцу винтами диаметром d4=10 мм.

Крышка смотрового люка крепится к фланцу винтами диаметром d5=6мм.

Таблица 1 - Конструктивные элементы фланцев

Элемент	Диаметр винта, мм
	М6	М10	М12	М14	М16
К-ширина, мм	13	22	26	31	35
С-координа оси отверстия под витн, мм	6	11	13	16	18
Do-диаметр опорной поверхности под головку винта, мм	11	18	20	24	26
bo- высота опорной поверхности под головку винта, мм	8	13	16	18	21
do- диаметр отверстия под винт, мм	7	11	14	16	18

Данные к таблице взяты в [1, таб. 10.18]

Зазоры между внутренней стенкой корпуса и вращающимися деталями х=9мм [1, стр.115]. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес у=4х=36мм [1, стр.115].



Литература

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроит. спец. техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Дунаев П.Ф, Леликов О.П Детали машин курсовое проектирование: Учебное пособие для техникумо. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

4. Гузенков П. Г. Детали машин: Учеб. для вузов. - М.: Высш. шк., 1986. - 359 с.

5. Конспект лекций по предмету «Механика» Е.Б Порсевой 2006

6. Механика: Учебное пособие по курсовому проекту и домашним заданиям / Р.И Зайнетдинов, О.Н Цуканов, Б.А Лопатин. - Челябинск ЮУрГУ, 2006. - 50 с.

Размещено на Allbest.ru