Проектирование привода ленточного конвейера

Отношение

0;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение

0 ? e;

тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 486,496 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 778,394 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 24151,778 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 281587,711 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n1 = 1429,5 об/мин - частота вращения вала.

2-й вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии со следующими параметрами:

d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 90 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 67,5 кН - статическая грузоподъёмность.

? = 14o.

Рис. 13.2

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 446,79 H;

Pr2 = 1979,928 H.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 3947,932 Н.

Отношение

0,058;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,3. Здесь Fa = 3947,932 Н - осевая сила, действующая на вал.

В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,3 · 446,79 = 111,251 H;

S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,3 · 1979,928 = 493,002 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = = 111,251 Н.

Pa2 = = 111,251 + 3947,932 = 4059,183 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт,

где - Pr1 = 446,79 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,249 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 446,79 + 0 · 111,251) · 1,6 · 1 = 714,864 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 10001464,748 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 367315074,69 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n2 = 453,81 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 2,05 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,03.

Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 1979,928 + 2,03 · 4059,183) · 1,6 · 1 = 14451,38 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 444,403 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 16321,201 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n2 = 453,81 об/мин - частота вращения вала.

3-й вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7216 легкой серии со следующими параметрами:

d = 80 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 112 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 95,2 кН - статическая грузоподъёмность.

? = 15o.

Рис. 13.3

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 3447,956 H;

Pr2 = 11333,694 H.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = -2345,623 Н.

Отношение

0,025;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,42. Здесь Fa = -2345,623 Н - осевая сила, действующая на вал.

В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,42 · 3447,956 = 1201,958 H;

S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,42 · 11333,694 = 3950,926 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = = 3950,926 + 2345,623 = 6296,549 Н.

Pa2 = = 3950,926 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт,

где - Pr1 = 3447,956 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение

1,826 > e;

тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,43.

Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 3447,956 + 1,43 · 6296,549) · 1,6 · 1 = 16613,196 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 578,828 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 170064,89 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n3 = 56,726 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение

0,349 ? e;

тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 11333,694 + 0 · 3950,926) · 1,6 · 1 = 18133,91 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 432,27 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 127004,827 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n3 = 56,726 об/мин - частота вращения вала.

4-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 118 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 90 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 57,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 39 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 13.4

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1130,646 H;

Pr2 = 6077,223 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт,

где - Pr2 = 6077,223 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение

0;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 6077,223 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 9723,557 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 203,569 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 129190,484 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n4 = 26,262 об/мин - частота вращения вала.

Таблица 13.1. Подшипники.

Валы	Подшипники
	1-я опора	2-я опора
	Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 305средней серии	25	62	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 305средней серии	25	62
2-й вал	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии	40	90	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии	40	90
3-й вал	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7216 легкой серии	80	140	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7216 легкой серии	80	140
4-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 118особолегкой серии	90	140	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 118особолегкой серии	90	140

8. Уточненный расчёт валов

Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 75059,929 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности ?b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

?-1 = 0,43 · ?b = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 · ?-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 3,522 МПа,

здесь

Wнетто =

Wнетто = = 7611,295 мм3,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 2,482 МПа,

здесь: Fa = 3947,932 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 40,975.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m =

?v = ?m = = 2,267 МПа,

здесь

Wк нетто =

Wк нетто = 16557,471 мм3,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 34,313.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 26,307

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,5. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

?экв.max = Kп · ?экв. = Кп · ? [?ст.] , где:

176 МПа,

здесь ?т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 7,912 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

3 - е с е ч е н и е.

Червячный вал порверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=64мм, da1=80мм, df1=44,8мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:

Jпр =

Jпр = = 294835,927 мм4

(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')

Стрела прогиба:

f =

f = = 0,045 мм,

где l = 365 мм - расстояние между опорами червяка; Fx=2345,623H, Fy=1436,93H - силы, действующие на червяк; E=2,1 · 105 Н·мм2.

Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005...0,01) · m = 0,04...0,08 мм.

Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как

f ? [f]

Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 505335,354 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности ?b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

?-1 = 0,43 · ?b = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 · ?-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 85 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 22 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 5,471 МПа,

здесь

Wнетто =

Wнетто = = 53564,24 мм3,

где b=22 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0,413 МПа,

здесь: Fa = 2345,623 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 24,954.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m =

?v = ?m = = 2,219 МПа,

здесь

Wк нетто =

Wк нетто = 113855,821 мм3,

где b=22 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 31,351.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 19,524

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,5. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

?экв.max = Kп · ?экв. = Кп · ? [?ст.] , где:

176 МПа, здесь ?т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 10,029 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

3 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]). Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 14,761 МПа,

Wнетто = 50265,482 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0,467 МПа,

здесь: Fa = 2345,623 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ? = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S? = 7,091.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m =

?v = ?m = = 2,513 МПа,

здесь

Wк нетто = 100530,965 мм3 (14.27)

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S? = 32,661.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 6,93

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,5. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

?экв.max = Kп · ?экв. = Кп · ? [?ст.] , где: (14.29)

176 МПа,

здесь ?т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 23,084 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

9. Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

?t = tм - tв = ? [?t],

где Ртр = 3,809 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:

?t = 96,703o > [?t],

где [?t] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Для уменьшения ?t следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

1,934, сделав корпус ребристым.

10. Выбор сорта масла

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

V = 0,25 · 3,809 = 0,952 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 166,899 МПа и скорости v = 1,701 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 25 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

11. Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - , что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

12. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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 в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. 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 крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

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

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

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

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

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

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

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

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 2014 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2013 г., 496 c.

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

Размещено на Allbest.ru

...