Проектирование привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический прямозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру. Исходные данные: Нагрузка на рабочую машину =3,4 kH, скорость ленточного конвейера =1,6 м/с, диаметр барабана D=200 мм. Редуктор реверсивный, срок службы привода 6 лет, нагрузка постоянная.

редуктор привод ленточный конвейер

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического процесса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующихся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0.01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач: они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объемного применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умения использовать предшествующий, моделировать, используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значения, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно и многопоточные и т.д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передачи, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т.д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полное требование снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1. коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес =0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, =0,99; КПД клиноременной передачи =0,95; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,=0,99.

Общий КПД привода

з = = 0,98**0,95,099=0,90

Мощность на валу барабана

= = 3,4*1,6 = 5,44 кВт.

Рис. 1. Кинематическая схема привода.

Частота вращения барабана

= = = 152,8 об/мин

По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности 6,04 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6У3 с параметрами 7,5 кВт и скольжением 3,2%. Номинальная частота вращения = 1000-32=968 об/мин, угловая скорость

= = 101,3 рад/с.

Передаточное отношение

Намечаем для редуктора u=5; тогда для клиноременной передачи

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора

Частоты вращения и угловые скорости валов:

Вал А

Вал В

Вал С

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность =6,04 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива =968 об./мин.; передаточное отношение =1,26; скольжение ремня =0,015.

1. В зависимости от частоты вращения меньшего шкива (в нашем случае =968 об/мин;) и передаваемой мощности 6,04 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2. Вращающий момент

3. Диаметр меньшего шкива по формуле

С учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем .

4. Диаметр большего шкива

Принимаем =180 мм (см. с. 1.33)

5. Уточняем передаточное отношение

Расхождение с тем, что было подучено по первоначальному расчету, .

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов .

6. Межосевое расстояние следует принять в интервале

;

,

где .

Принимаем предварительно близкое значение .

7. Расчетная длина ремня по формуле(7.7)

.

Ближайшее значение по стандарту (см. табл. 7.7) =1120 мм.

8. Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

14. Число ремней в передаче по формуле

где = мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения Б при длине , работе на шкиве и мощность =2,22 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину , учитывается коэффициентам );

Принимаем z=4.

15. Натяжение ветви клинового ремня по формуле

где скорость - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Для ремня сечения Б коэффициент .

Тогда

16. Давление на валы по формуле

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес, для шестерни сталь 45, термообработка- улучшение, твердость HB 230; для колеса сталь 45, термообработка- улучшение, твердость HB 200.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов []= 410 МПа.

Примем такой же, как и ранее, коэффициент ширины венца .

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: =1,25.

Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) =11,1 кВт. Найдем вращающий момент на этом валу

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

где =43 - для косозубых колес;

u=5 принято ранее для рассматриваемого редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 =40.

Нормальный модуль

Принимаем ГОСТ 9563-60

Примем предварительный угол наклона зубьев .

Число зубьев шестерни

Примем =12. Тогда ==12*5=60

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Угол

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметр делительные:



Проверка:

Диаметр вершин зубьев

Ширина колеса

;

ширина шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости до 10м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

При твердости HB<350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) коэффициент 1,22.

При и 8-й степени точности коэффициент .

Для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент =1,05.

Таким образом, =1,22*1,065*1,05=1,364

Проверяем контактные напряжения по формуле:

МПа,

Что менее =410 МПа. Условие прочности выполнена.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки

При , твердости HB < 350 и несимметричном расположений опор коэффициент 1,32.

Для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент =1,1.

Таким образом, =1,32*1,1=1,45.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев ;

У шестерни

у колеса

Коэффициент =3,84 и =3,60.

Определяем коэффициент и :

Где средние значение коэффициента торцового перекрытия =1,5; степень точности n=8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при отиулевом цикле изгиба =1,8 HB.

Для шестерни =1,8*230=415 МПа;

Для колеса =1,8*200=360 МПа.

Коэффициент безопасности.

'=1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент=1 для поковок и штамповок. Следовательно, =1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни;

для колеса.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

Для шестерни ;

Для колеса .

Проверку на изгиб проводим для колеса:

.

Условия прочности выполнены.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов, как уже было указано, проводят на кручение, принимаем пониженные допускаемые напряжения.

Ведущий вал.

Вращающий момент

.

Допускаемое напряжение на кручение примем []=20 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведущий вал будет напоминать вал, но размеры его будут другими; там на выходной конец вала насаживалась полумуфта, а в нашем случае- шкив клиноременной передачи:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда =30 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем =50 мм.

Определяем диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведомый вал будет напоминать вал. Там на выходной конец вала насаживалась звездочка ценой передачи, а в нашем случае - полумуфта:

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: =140 мм; =14,3 мм; =19,8 мм.

Колесо кованое:

Диаметр ступицы 1,6=1,6*65=100 мм; длина ступицы, принимаем 80 мм.

Толщина обода

,

принимаем .

Толщина диска

С=0,3=0,3*14,8=33,6 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

,

принимаем ;

,

принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

;

Нижнего пояса корпуса

;

принимаем .

Диаметр болтов: фундаментных

;

Принимаем болты с резьбой М20;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

;

принимаем болты с резьбой М16;

Соединяющих крышку с корпусом

;

принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции -- разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями. Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии -- оси валов на расстоянии a_w = 200 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁= 1,2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А =; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 35 мм и d_п2 = 50 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁=78 мм и на ведомом l₂ =82 мм. Примем окончательно l₁ = l₂ = 82 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г 1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; l_г=1,5*27=40,5 мм; примем l_г = 40,5 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d_o отверстия; в этом фланце =14 мм. Высоту головки болта примем 0,7 d_б = 0,7*12=8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃ = 81 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃ = 82 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем F_t = 11057 Н, F_r = 4091 Н и F_а = 2543 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 82 мм.

Реакции опор: в плоскости хz

;

в плоскости уz

Проверка: R_y1 + R₂ - F_r = 3131 + 960 - 4091 = 0

Cуммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307: d = 35 мм; D = 62 мм: В = 17 мм; С = 33,2 кН и С₀ = 18 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 6353 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a = 2543 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1; К_Т = 1.

Отношение этой величине соответствует е = 0,32.

Отношение Х = 0,56 и Y= 1,38.

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

что больше установленных ГОСТ 16162 -- 85. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 11057 Н, F_r = 4091 Н и F_а = 2543 Н.

Нагрузка на вал от ременной передачи F_в = 1232 Н.

Составляющие этой нагрузки



Из первого этапа компоновки l₂ = 82 мм и l₃ = 82 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Проверка R_x3 + R_x4 - (F_t + F_вх) = 5093 + 6835 - (11057 + 871) = 0;

в плоскости yz

R_у3 + F_ву - (F_r + R_у4) = 1085 + 871 - (4091 + 2134) = 0.

Суммарные реакции



Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии: d = 50 мм; D = 110 мм; В = 27 мм; С = 65,8 кН и С₀ = 36,0 кН.

Отношение ; этой величине соответствует е 0,20 (получаем, интерполируя).

Отношение следовательно, X = 1, Y = 0. Поэтому Р_э=P_r4VK_бK_Т = 7160*1*1,2 1 = 8592 H.

(Примем К_б=1,2, учитывая, что ременная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

здесь n = 457 об./мин. - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс L_h60. 10³ ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс L_h 50. 10³ ч.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.



Рис. 3. Второй этап компоновки редуктора

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазе удерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1--2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль масло отбрасывающих колец.

Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала 40 к присоединительному концу 32 мм выполняют на расстоянии 10--15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки -- с другой; место перехода вала от 65 мм к 60 мм смещаем на 2 -- 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазе удерживающего кольца к торцу втулки (а не к за плечику вала).

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазе, удерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступил за пределы редуктора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2--3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу). Это кольцо -- между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки -- не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется па валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним иди двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2--3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5--10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360-78.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см] = 100120 МПа, при чугунной [_см] = 5070 МПа.

Ведущий вал: d = 35 мм; b х h = 10 х 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l=70 мм; момент на ведущем валу Т₁ = 125. 10³ Н^.мм;

Ведомый вал.

Из двух шпонок -- под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 50 мм; b x h = 16 х 10 мм; t_l = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент Т₃ = 340. 10³ Н^.мм;

11. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка -- улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 14,3 мм) среднее значение _в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности



где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d = 35 мм; b = 10 мм; t₁ = 5 мм по табл. 8.5.

Принимаем k = 1,68 (см. табл. 8.5), 0,76 (см. табл. 8.8) и 0,1.

ГОСТ 16162--78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25 10³ Нмм < Т_Б < 250 10³ Нмм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

здесь опущены промежуточные выкладки.

Результирующий коэффициент запаса прочности



получился близким к коэффициенту запаса s = 19,03. то незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (19,03 или 12,5) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б -- Б и В -- В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала -- сталь 45 нормализованная; _в= 570 МПа.

Пределы выносливости _-1 = 0,43. 570 = 246 МПа и _-1 = 0,58. 246 = 142 МПа.

Сечение А -- А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k=1,59 и k = 1,49; масштабные факторы = 0,775; = 0,67; коэффициенты 0,15 и 0,1.

Крутящий момент Т₂ = 340 * 10³ Н * мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении А -- А

Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 18 мм; t₁ = 7 мм)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А -А

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом;

примем

Изгибающий момент



Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжения

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К - К

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 60 мм к 55 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений k =1,65 и k = 1,19. Масштабные факторы = 0,8; = 0,69.

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k =1,59 и k = 1,49; = 0,8; = 0,69.

Изгибающий момент (положим х₁ = 60 мм)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

12. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников



Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7 / р6. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.



13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V =0,25 12,7 3,2 дм³.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 392 МПа и скорости v = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазе удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ^оС;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазе, удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением: винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Торцовое крепление стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового спроса 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 ленточного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так из деталей, форма и размеры которых определяется на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, было 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 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 заданным требованиям.

Список литературы

1) А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин». Учебное пособие. Изд. 2-е, переработанная и дополнена. - Калининград: Янтарный сказ, 2005.

2) С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. «Курсовое проектирование деталей машин». М. Машиностроение. 1987 г.

3) Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», М. Издатильский центр «Академия», 2003 г., 496 с.

Размещено на Allbest.ru

...