Привод ленточного конвейера сушилки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

НАЦИАОНЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра теоретической и прикладной механики

Привод ленточного конвейера сушилки

Пояснительная записка к курсовому проекту по прикладной механике

Студентка

Ю. А. Емельянова

Томск

2015



Содержание

Задание на проектирование

• Введение
• 1. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет
• 2. Расчет зубчатых колес редуктора
• 3. Предварительный расчет валов редуктора
• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Расчет цепной передачи
• 7. Первый этап компоновки редуктора
• 8. Проверка долговечности подшипника
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• 10. Уточненный расчет валов
• 11. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
• 12. Выбор сорта масла
• Заключение
• Литература


Задание на проектирование

Задание 7, вариант 2. Спроектировать привод ленточного конвейера сушилки. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса, крышки подшипника и ведомого вала.

1 - ленточный конвейер; 2 - приводной барабан; 3 - цепная передача;4 - редуктор; 5 - муфта; 6 -электродвигатель; привод нереверсивный, нагрузка постоянная

Рисунок 1 - Схема привода

Таблица 1 - Сходные данные

Окружное усилие Ft на барабане	5 кН
Окружная скорость V барабана	1,5 м/с
Срок службы	12 000 час
Диаметр D барабана	220 мм



• Введение
• Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое. Проектирование привода проводится самостоятельно, согласовывая с руководителем.
• Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
• В данном курсовом проекте будет выполнены расчеты привода ленточного конвейера сушилки, который состоит из цепной передачи, редуктора, двигателя и рабочего вала, соединенного с редуктором посредством муфты. редуктор кинематический подшипник шпоночный
• Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
• Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники, крышки подшипников и т.д.
• Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим привод ленточного конвейера сушилки.

• 1. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет

Общий КПД привода для последовательно соединенной системы моментов [2, с. 4]:

(1.1)

КПД закрытой зубчатой передачи _зп=0,97; КПД пары подшипников _п = 0,99; КПД открытой цепной передачи _цп = 0,93; КПД муфты _м=0,98.

(1.2)

Мощность, требуемая на валу барабана:

(1.3)

Требуемая мощность электродвигателя:

(1.4)

Угловая скорость барабана

(1.5)

Частота вращения барабана:

(1.6)

В таблице [2, c.390] по требуемой мощности Р_тр = 8,72 кВт с учетом возможности привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый.

Возможные значения частных передаточных отношений

– для цилиндрического зубчатого редуктора:

(1.7)

– для цепной передачи:

(1.8)

Тогда общее передаточное отношение:

(1.9)

Выбор синхронной частоты вращения

1) n_c=750 об/мин

Номинальная частота вращения [2, c.390]

n_ном= n_c(1 - S) (1.10)

(1.11)

Угловая скорость

(1.12)

Проверим общее передаточное отношение.

(1.13)



Полученное значение не подходит для данного привода, так как оно меньше 9, а так же данный двигатель имеет большие габариты и массу.

2) n_c=1000 об/мин

Номинальная частота вращения [2, c.390]

n_ном= n_c(1 - S) (1.14)

(1.15)

Угловая скорость

(1.16)

Проверим общее передаточное отношение:

(1.17)

Полученное значение не подходит для данного редуктора, так как оно меньше 9.

3) n_c=3000 об/мин

Номинальная частота вращения [2, c.390]

n_ном= n_c(1 - S), (1.18)

(1.19)

Угловая скорость



(1.20)

Проверим общее передаточное отношение:

(1.21)

Полученное значение можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36, однако возникнут затруднения в реализации большего передаточного числа

4) n_c=1500 об/мин

Номинальная частота вращения [2, c.390]

n_ном= n_c(1 - S), (1.22)

(1.23)

Угловая скорость

(1.24)

Проверим общее передаточное отношение:

(1.25)

Полученное значение можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

В таблице [2, c.390] по требуемой мощности Р_тр = 8,72 кВт с учетом возможности привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 4А 132М4УЗ, с параметрами Р_дв = 11000 Вт и скольжением 2,8 % (ГОСТ 19523-81).

Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 - 66 [2, c. 36] , для цепной передачи

(1.26)

Таблица 2 - Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана.

Вал В	n1=nдв=1458 об/мин
Вал С	n2= об/мин	рад/с
Вал А	об/мин

Вращающие моменты:

– на валу шестерни

(1.27)

– на валу колеса

(1.28)



• 2. Расчет зубчатых колес редуктора
• Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [2, с. 34, табл. 3.3]: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200. Допускаемые контактные напряжения

(2.1)

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением):

(2.2)

K_HL - коэффициент долговечности; так как срок эксплуатации редуктора 12 000 часов, то K_HL=1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

(2.3)

– Для шестерни:

(2.4)

– Для колеса:

(2.5)

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

(2.6)

Требуемое условие выполнено.

Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев, то

[2, c. 32, табл. 3.1].

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

ш_ba=0,315 [2, c.36].

Найдем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, если для косозубых колес, а передаточное число нашего редуктора u=u_p=5:

(2.7)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [2, с. 36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

(2.8)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 мм [2, c.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев .

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

(2.9)

Тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев:

(2.10)

(2.11)

Проверка требуемого условия:

(2.12)

(2.13)

Требуемое условие выполнено.

Основные размеры шестерни и колеса:

– диаметры делительные:

(2.14)

(2.15)

Проверка:

(2.16)

– диаметры вершин зубьев:

(2.17)

(2.18)

– ширина колеса:

(2.19)

– ширина шестерни:

мм (2.20)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(2.21)

Окружная скорость колес и степень точности передачи

(2.22)

Для косозубых колес при v до 10м/с назначают 8-ю степень точности и принимают

.

Коэффициент нагрузки:

(2.23)

[2, c.39, табл. 3.5]; при твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи.

= 1,09 [2, c.39, табл. 3.4]; при v = 4,07 м/с и 8-й степени точности. = 1,0 [2, с. 40, табл. 3.6]; для косозубых передач, при HB350 и v=4,07 м/с.

Значит коэффициент нагрузки: (2.24). Проверка контактных напряжений:

(2.25)

(2.26)

380,64410 (2.27)

Полученное значение удовлетворяет условиям, так как разность контактных напряжений не превышает 15%.

Силы, действующие в зацеплении:

– окружная:

(2.28)

– радиальная:

(2.29)

– осевая:

(2.30)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.31)

(2.32)

=1,23 [2, с. 43, табл. 3.7];

при и HB350 для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор.

=1,43 [2, c. 43, табл. 3.8]; при 8-ой степени точности, HB350 и v=4,07 м/с.

Таким образом

(2.33)

Коэффициент , учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

– у шестерни:

(2.34)

– у колеса:

(2.35)

Тогда

и 3,6 [2, с. 42].

Допускаемое напряжение:

(2.36)

=1,8 HB [2, с. 44, табл. 3.9]; для стали 45 улучшенной при твердости HB350.

– Для шестерни:

(2.37)

– Для колеса:

(2.38)

Коэффициент безопасности:

(2.39)

[2, с. 44, табл. 3.9]; для поковок и штамповок.

Значит .

Допускаемые напряжения:

– для шестерни:

(2.40)

– для колеса:

(2.41)

Находим отношения :

– для шестерни:

(2.42)

– для колеса:

(2.43)

Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, так как его отношение меньше отношения шестерни.

Определим коэффициенты и :

(2.44)

(2.45)

Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-ой степени точности

Проверка точности зуба колеса:

(2.46)

(2.47)

Значит . Так как .

Условие прочности выполнено.

• 3. Предварительный расчет валов редуктора
• Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

– Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []=25 МПа

(3.1)

Так как вал редуктора соединен с муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала .У подобного электродвигателя диаметр вала равен 38 мм [2, стр. 391, табл. П2]. Значит =38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 20742-75 с расточками полумуфт под d_дв = 38 мм и d_в1 = 35 мм. Примем под подшипники d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним заодно целое с валом.

– Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем []=15 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

(3.2)

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда Диаметр вала под подшипники принимаем d_п2 = 50 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 55 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем, исходя из конструктивных соображений.

• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:

d₁ = 53,33мм; d_a1 = 58,33 мм; b₁ = 55,4 мм. (4.1)

Колесо кованное:

d₂ = 266,68 мм; d_a2 = 271,68 мм; b₂ = 50,4 мм. (4.2)

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d_к2 = 1,655 мм = 88 мм. (4.3)

Длина ступицы:

l_ст = (1,2 1,5)d_к2 = (1,2 1,5)55 мм = 66 мм 82,5 мм; (4.4)

Принимаем l_ст = 70 мм. Толщина обода:

₀ = (2,5 4)m_n = (2,5 4)2,5 мм = 6,25мм 10мм; (4.5)

Принимаем ₀ = 8 мм.

Толщина диска:

С = 0,3b₂ = 0,350,4 мм = 15,12 мм; (4.6)

Принимаем C = 16мм.

• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

= 0,025а + 1 = 0,025160мм + 1 = 5 мм; примем = 8 мм; (5.1)

₁ = 0,02а + 1 = 0,02160мм + 1 = 4,2мм; примем ₁ = 8 мм. (5.2)

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

– верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 = 1,58 мм = 12 мм; b₁ = 1,5₁ = 1,58 мм = 12 мм; (5.3)

– нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,358 мм = 18,8 мм; принимаем р = 20 мм. (5.4)

Диаметры болтов: фундаментных

d₁ = (0,03 0,036)а + 12 = (0,03 0,036)160мм + 12 =

=16,8 17,76 мм; (5.5)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М18;

– болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d₂ = (0,7 0,75)d₁ = (0,7 0,75)18 мм = 12,0 мм 13,5 мм; (5.6)

Принимаем болты с резьбой М12;

– болтов, соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5 0,6)d₁ = (0,5 0,6)18 мм = 9 10,8 мм; (5.7)

Принимаем болты с резьбой М10.

• 6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [2, стр. 147, табл.7.15]

Вращающий момент на ведущей звездочке:

(6.1)

Передаточное число было принято ранее:

(6.2)

Число зубьев:

– ведущей звездочки [2, с 148]

(6.3)

– ведомой звездочки

(6.4)

Принимаем

и (6.5)

Тогда фактическое

(6.6)

Отклонение

(6.7)

Полученное значение является допустимым.

Расчетный коэффициент нагрузки:

(6.8)

– к_д = 1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру);

– к_а = 1 - учитывает влияние межосевого расстояния [= 1при а(30t];

– к_н = 1 - учитывает влияние угла наклона линии центров;

– к_р = 1,25 - учитывает способ регулирования натяжения цепи;

– к_см = 1,25 - при периодической смазке;

– к_n = 1 - при односменной работе, учитывает продолжительность работы в сутки.

Частота вращения ведущей звездочки:

(6.9)

Среднее значение допускаемого давления при n [p]=20 МПа [2, с. 150, табл. 7.18].

Шаг однорядной цепи (m=1):

(6.10)

Подбираем цепь ПР-25,4-60,00 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=25,4 мм; разрушающую нагрузку Q60 кН; массу q=2,6 кг/м; =179,7 [2, c.147, табл. 7.15].

Скорость цепи

(6.11)

Окружная сила:



(6.12)

Давление в шарнире:

(6.13)

Уточняем допускаемое давление

(6.14)

Условие p<[p] выполнено, так как 19,52<22.

(6.15)

(6.16)

(6.17)

Число звеньев цепи:

(6.18)

Округляем до четного числа .

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

(6.19)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%

т.е. на 12700,004=5,08.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

(6.20)

(6.21)

Определим =15,88 [2, c. 147, табл. 7.15].

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(6.22)

(6.23)

Силы, действующие на цепь:

– окружная сила ;

– от центробежных сил

;

– от провисания

194,35 Н,

– где =6 при горизонтально расположенной цепи.

Расчетная нагрузка на валы:

(6.24)

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

(6.25)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]14,5 [2, c.151, табл.7.19]; следовательно, условие s>[s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

– ступица звездочки

1,6=1,645=72 мм;

принимаем мм;

– толщина диска звездочки 0,93 мм.

– Размеры ведомой звездочки:

– ступица звездочки

1,6=1,645=72 мм;

принимаем мм;

– толщина диска звездочки 0,93 мм.



• 7. Первый этап компоновки редуктора
• Первый этап служит для приближенного определения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

a) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A₁=1,2=1,2=9,6;

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

c) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==8.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .

По таблице П3 [2, стр. 393] имеем:

Таблица 3 - Характеристика радиальных однорядных подшипников.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С0
208	40	90	23	41,0	22,4
210	50	110	27	65,8	36,0
Наружный диаметр подшипника D=90 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1=58,33 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=10 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу И на ведомом мм.

Принимаем окончательно мм.

Глубина гнезда подшипника ; для подшипника 310 В=27 мм; =40,5 мм; примем

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце =10 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б=0,7 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм.

Длина пальца:

(7.1)

Измерением устанавливаем расстояние l₃=57 мм.

Рисунок 2 - Предварительная компоновка редуктора



• 8. Проверка долговечности подшипника
• Ведущий вал:
• Из предыдущих расчетов имеем
• ,
• ,
• ;
• из первого этапа компоновки мм.
• Реакции опор:

– в плоскости xz

(8.1)

– в плоскости yz

(8.2)

(8.3)

Проверка:

(8.4)

Суммарные реакции:

(8.5)

(8.6)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 [2, стр. 394]: d=40; D=90; B=23; С=41 кН; .

P_a=F_a=330Н; V=1

(вращается внутренне кольцо); коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров K_б=1; К_Т=1 [2, стр. 214].

Отношение ; этой величине [2, стр. 213] соответствует e.

Отношение ; Х=0,56 и Y=2,30.

Эквивалентная нагрузка:

=

(8.7)

Расчетная долговечность, млн. об:

(8.8)

Расчетная долговечность, ч:

(8.9)

Полученное значение удовлетворяет требованиям задания.

Построим расчетную схему ведущего вала. Для этого произведем следующие расчеты:

и кН (8.10)

(8.11)

(8.12)

и (8.13)

(8.14)

(8.15)

Таким образом, можно построить эпюру для ведущего вала:

Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала

Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий , , . Нагрузка вала от цепной передачи .

Составляющие этой нагрузки:

45=1865 H (8.16)

Из первого этапа компоновки l₂=60 и l₃=57 мм.

Реакции опор:

– в плоскости xz

(8.17)

(8.18)

Проверка:

+-(=35+3671-(1841+1865)=0 (8.19)

– в плоскости yz

(8.20)

(8.21)

Проверка:

+-(=859+1865- (680+2044)=0 (8.22)

Суммарные реакции:

(8.23)

(8.24)

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии: d=50мм; D=110 мм; B=27 мм; C=65,8 кН; C₀=36 кН.

Отношение ; этой величине соответствует е.

Отношение ; следовательно, Х=1, Y=0.

Пусть

К_б=1,2, с учетом, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Тогда:

. (8.25)

Расчетная долговечность, млн. об.

(8.26)

Расчетная долговечность, ч

(8.27)

Построим расчетную схему ведомого вала. Для этого произведем следующие расчеты:

и кН (8.28)

(8.29)

(8.30)

(8.31)

и (8.32)

(8.33)

(8.34)

(8.35)

Таким образом, можно построить эпюру для ведомого вала:

Рисунок 4 - Расчетная схема 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

, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс

.

• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• Шпонки призматические со скругленными торцами.
• Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [2, с. 169, табл. 8.9].
• Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
• Напряжения смятения и условие прочности по формуле:

(9.1)

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

Ведущий вал:

d=35 мм; bh=108 мм; ; длина шпонки l=60 (при длине ступицы полумуфты МУВП l_ст=70мм), момент на ведущем валу T₁=49 Н мм ( материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

(9.2)

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=45 мм; bh=1620 мм; ; длина шпонки l=65 мм (при длине ступицы звездочки 70 мм); момент Т₂=;

(9.3)

Условие ] выполнено.

• 10. 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.
• Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
• Ведущий вал:
• Материал вала сталь 45, термическая обработка улучшение.
• При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1=58,33) среднее значение .
• Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

(10.1)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

(10.2)

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

Коэффициент запаса прочности:

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d=35 мм; b=10 мм;

мм³ (10.5)

(10.6)

Принимаем , и .

(10.7)

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

2,5

при 25.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=70 мм (муфта УВП для валов диаметром 35 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

(10.8)

Материал вала - сталь 45, термическая обработка _ улучшение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.9)

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.10)

Ведомый вал:

Материал - сталь 45 нормализированная; [2, стр.34, табл. 3.3].

Пределы выносливости

^ (10.11)

(10.12)

Сечение А-А.

Диаметр вала в этом сечении 55 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: ; масштабные факторы [2, стр.166, табл. 8.7]; коэффициенты .

Крутящий момент Т₂=

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

М'=6035=2,1(10.13)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

(10.14)

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

(10.15)

Момент сопротивления кручению (d=55 мм; b=18 мм; t₁=7 мм):

(10.16)

Момент сопротивления изгибу:

(10.17)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(10.18)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

(10.19)

Среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.20)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.21)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

(10.22)

Сечение К-К: Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом; и ; принимаем и .

Изгибающий момент:

(10.23)

Осевой момент сопротивления:

(10.24)

Амплитуда нормальных напряжений:

(10.25)

(10.26)

Полярный момент сопротивления:

(10.27)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(10.28)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(10.29)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(10.30)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:

(10.31)

Сечение Л-Л:

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 50 к 45:

при и коэффициенты концентрации напряжений

и [2, стр.163, табл. 8.2].

Масшатбные факторы и [2, стр. 166, табл. 8.8].

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения:

(10.32)

Амплитуда нормальных напряжений:

(10.33)

Полярный момент сопротивления:

(10.34)

Амплитуда и среднее значение напряжение цикла касательных напряжений:

(10.35)

Коэффициенты запаса прочности:

(10.36)

(10.37)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:

(10.38)

Сечение Б-Б:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и , и [2, стр.165, табл. 8.5].

Изгибающий момент ( положим x₁=60 мм):

(10.39)

Момент сопротивления сечения нетто при b=16 мм и :

(10.40)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

(10.41)

Момент сопротивления кручению сечения нетто:

(10.42)

Амплитуда и среднее значение напряжение цикла касательных напряжений:

(10.43)

Коэффициенты запаса прочности:

(10.44)

(10.45)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

(10.46)



Таблица 4 - Результаты полученных расчетов.

Сечение	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коэффициент запаса s	11,7	5,405	5,52	6,66

Во всех сечениях s>[s].

• 11. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
• Назначение посадок проводим в соответствии с данными [1, т.8.11].
• Зубчатое колесо на вал напрессовывается с посадкой Н7 / r6 по ГОСТ 25347-82, обеспечивающее гарантированный натяг.
• Шейки валов под подшипниками выполнены с отклонением вала к6.
• Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7, отклонение под распорные втулки Е9 / к6, муфты Н7 / n6, крышки торцовые на подшипниках качения по Н7 / d11, Н7 / h8.
• Соединение вал-ступица колеса.
• Колесо на вал должно устанавливаться с натягом, для обеспечения надежного соединения. Рекомендуемые посадки с натягом H7/p6, H7/r6, H7/s6.
• Диаметр колеса сравнительно не высок, следовательно, посадки H7/r6, H7/s6, обеспечивающие больший натяг, не целесообразны для применения. Выбираем посадку 65 Н7/р6.
• Находим предельные отклонения:
• для отверстия: 65 Н7, ЕS=0,030 мм; EJ=0;
• для вала: 65 р6, es=0,051 мм;ei=0,032 мм;

Рисунок 5 - Эскиз полей допусков соединения вал-ступица колеса

Вычисляем предельные размеры

D_max=D+ES=65+0,03=65,03 мм (11.1)

D_min=D+EJ=65+0=65 мм (11.2)

d_max=D+es=65+0,051=65,051 мм (11.3)

d_min=D+ei=65+0,032=65,032 мм (11.4)

Определяем величину допуска размера отверстия и вала

а) через предельные размеры

TD=D_max-D_min=65,03-65=0,03 мм (11.5)

Td=d_max-d_min=65,051-65,032=0,019 мм (11.6)

б) через предельные отклонения:

TD=ES-EJ=30-0=30 мкм (11.7)

Td=es-ei=51-32=19 мкм (11.8)

Предельные значения натягов:

а) через предельные размеры:



N_max=d_max-D_min=65,051-65=0,051 мм (11.9)

N_min=d_min-D_max=65,032-65,030=0,002 мм (11.10)

б) через предельные отклонения:

N_max=es-EJ=51-0=51 мкм (11.11)

N_min=ei-ES=32-0=2 мкм (11.12)

Допуск натяга:

TN=TD+Td=30+19=49 мкм (11.13)

Соединение вал-ступица червячного колеса выполнено с гарантированным натягом 2 мкм. Такая посадка называется посадка с натягом и выполнена в системе отверстия.

Соединение вал-шпонка.

Для соединения вала с колесом коническим призматической шпонкой при редкой разборке применяют плотное шпоночное соединение.

В этом случае нужно воспользоваться системой вала, так как шпонка стандартная и будет иметь как для соединения вала с пазом втулки, так и для соединения шпонки с пазом вала посадку 18.

Величины предельных отклонений:

– для отверстия

18Р9 ES=-0,018 мм (11.14)

EJ=-0,061 мм (11.15)

– для вала



18 h9 es=0,0001 мм (11.16)

ei=-0,043 мм (11.17)

Рисунок 6 - Эскиз полей допусков соединения вал-шпонка под колесом.

Вычисляем предельные размеры

D_max=D+ES=18 +-0,018=17,982 мм (11.18)

D_min=D+EJ=18+-0,061=17,939 мм (11.19)

d_max=D+es=18+0=18 мм (11.20)

d_min=D+ei=18+-0,043=17,957 мм (11.21)

Определяем величину допуска размера отверстия и вала:

а) через предельные размеры:

TD=D_max-D_min=17,982-17,94=0,043мм (11.22)

Td=d_max-d_min=18-17,957=0,043 мм (11.23)

б) через предельные отклонения:



TD=ES-EJ=-18+61= 43 мкм (11.24)

Td=es-ei=0-43=43 мкм (11.25)

Предельные значения натягов:

N_max=d_max-D_min=18-17,939=0,061 мм=61,00мкм (11.26)

N_min=d_min-D_min=17,957-17,939=0,018 мм=18,0 мкм (11.27)

Предельные значения зазоров:

S_max=D_max-d_min=17,982-17,957=0,025 мм=25 мкм (11.28)

S_min=0 (11.29)

Допуск натяга:

TN=N_max=61,0 мкм (11.30)

Допуск зазора:

TS=S_max=25,0 мкм (11.31)

Соединение вал-распорная втулка.

Данная посадка должна удовлетворять следующему требованию: иметь гарантированный зазор, чтобы без порчи сопрягаемых поверхностей проходила разборка и работа редуктора.

Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором комбинированной: отверстие 60 выполнено в системе вала, допуск для отверстия Е9, а вал 60 в системе отверстий, и чтобы добиться подвижной посадки, допуск для отверстия к6, т.к. на ступеньку вала вместе с кольцом устанавливается подшипник.

Посадка 60 E9/к6.

Величины предельных отклонений:

– для отверстия: 60 Е9 ES=0,134 мм EJ=0,060 мм

– для вала: 60 к6es=0,021 мм ei=0,002 мм

Рисунок 7 - Эскиз полей допусков соединения вал-распорная втулка

Вычисляем предельные размеры:

D_max=D+ES=60+0,134=60,134 мм (11.32)

D_min=D+EJ=60+0,06=60,06 мм (11.33)

d_max=D+es=60+0,021=60,021 мм (11.34)

d_min=D+ei=60+0,002=60,002 мм (11.35)

Определяем величину допуска размера отверстия и вала:

а) через предельные размеры:

TD=D_max-D_min=60,134-60,06=0,074 мм (11.36)

Td=d_max-d_min=60,021-60,002=0,019 мм (11.37)

б) через предельные отклонения:

TD=ES-EJ=134-60=74 мкм (11.38)

Td=es-ei=21-2=19 мкм (11.39)

Предельные значения зазоров через предельные размеры:

S_max=D_max-d_min=60,134-60,002=0,132 мм=132 мкм (11.40)

S_min=D_min-d_max=60,06-60,021=0,039 мм=39 мкм (11.41)

Допуск зазора:

TS=TD+Td=74+19=938 мкм (11.42)

Соединение вала с распорной втулкой выполнено с зазором. Такая посадка называется подвижной и выполнена вне системы.

• 12. 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 ^. 4 = 1 дм³.
• Устанавливаем вязкость масла [2, с. 253].
• При контактных напряжениях _Н=392 МПа и скорости v = 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 2810^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75^*) [2, с. 253].
• Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [2, с. 204], периодически пополняем его.

• Заключение
• В данном курсовом проекте были выполнены расчеты привода ленточного конвейера сушилки, который состоит из цепной передачи, редуктора, двигателя и рабочего вала, соединенного с редуктором посредством муфты. По полученным результатам были спроектированы редуктор и детали редуктора, такие как зубчатое колесо, ведомый вал, глухая крышка подшипника.
• Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.
• Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывались в процессе проектирования и конструирования.
• Первый этап расчетов включал в себя выбор электродвигателя и кинематический расчет. Вычислив общее передаточное отношение и приняв во внимание сложность изготовления и габариты электродвигателей, был выбран асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 4А 132М4УЗ.
• Далее был проведен расчет зубчатых колес редуктора. Где был выбран подходящий материал деталей машины, а также просчитаны основные размеры шестерни и колеса. После было проверенно условие прочности конструкции.
• Затем был проведен предварительный расчет валов редуктора. С помощью расчетов, получены приблизительные размеры ведущего и ведомого вала. С учетом выбранного электродвигателя, найдены точные размеры валов.
• Следующим пунктом были вычислены конструктивные размеры шестерни и колеса, а также корпуса редуктора. Расчеты были проведены с учетом гостов, конструкторских требований и технологичности.
• После произведен расчет цепной передачи. Была выбрана цепь, число зубьев звездочки и их свойства. Выбранные компоненты удоволетворили требованиям прочности.
• Выполнен первый этап компоновки редуктора, где приблизительно намечены шарикоподшипники, намечены конструктивные размеры для дальнейшего проектирования редуктора.
• Далее проверили долговечность подшипников на ведомом и ведущем валах. Для чего были построены эпюры, где было просчитано распределение нагрузки на объект. Расчетная долговечность не превышает минимально допустимой долговечности подшипника, что свидетельствует о надежности подшипников.
• Во втором этапе компоновки конструктивно оформлены зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовлены данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
• Затем проведена проверка прочности шпоночных соединений и валов. Для уточненного расчета валов проведены расчеты коэффициента запаса прочности в местах концентрации напряжения. В результате чего решен вопрос о надежности редуктора.
• В заключении, были выбраны допуски в соответствии с гостами и сорт масла, смазывающего зубчатое зацепление для уменьшения изнашивания деталей.
• Представлены чертежи зубчатого колеса, ведомого вала, глухой крышки подшипника, сам сборочный чертеж и спецификация к нему. На чертежах указаны все необходимые конструкторские данные, включая шероховатости, допуски, размеры.
• Таким образом, был спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера сушилки.

• Литература

1. Осипов В.А. Электротехнические приводы: Методические указания и технические задания для курсового проектирования по прикладной механике // В. А. Осипов, А.В. Мурин, Б.А. Сериков, А.С. Солынин. -Томск: изд. ТПУ, 2002. - 36 с.

2. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов // С. А. Чернавский [и др.]. - М.: ООО ТИД "Альянс", 1988. - 416 с.

3. Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие // А.Е. Шейнблит. - Калининград, 2002. - 454 с.

4. Иванов М.Н. Детали машин // М.Н. Иванов. - М: Высш. шк.,1991. - 383 с.

Размещено на Allbest.ru

...