Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Настоящая работа посвящена проектированию привода цепного конвейера общемашиностроительного применения, который может быть использован для механизации транспортных и складских работ на предприятиях текстильной промышленности.

Привод любой машины предназначен для передачи движения от вала двигателя к валу исполнительного звена с помощью различных механических передач. Необходимость передач в составе привода обусловлена экономической целесообразностью согласования с их помощью режимов работы двигателя и исполнительного звена. Первый характеризуется обычно большой частотой вращения вала и малым вращающим моментом, а второй имеет, как правило, обратные характеристики.

Разработанный согласно заданию на проект привод цепного конвейера включает в себя:

- электродвигатель, преобразующий электрическую энергию в механическую энергию вращения своего вала;

- муфту, соединяющую вал двигателя с быстроходным валом редуктора и передающую движение с вала на вал практически без изменения его параметров;

- цилиндрически-конический редуктор, передающий движение от быстроходного вала через промежуточный на тихоходный вал с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента при переходе с вала на вал;

- муфту, соединяющую тихоходный вал редуктора с выходным валом привода и передающую движение с вала на вал практически без изменения его параметров;

- вал выходной с тяговыми звездочками - исполнительное звено привода, передающее движение тяговыми цепями конвейера.

Проект привода разработан на базе основных положений современной учебно-методической и справочно-технической литературы по деталям машин [1…5].

Структурно пояснительная записка состоит из ведения, основных разделов, посвященных вопросам расчета и конструирования различных узлов и деталей привода, и заключения. Приложения включают в себя спецификации к чертежу общего вида привода и к сборочным чертежам его основных узлов.

1. Кинематическо-силовой расчёт привода

Рис. 1. Привод ленточного транспортёра 1. Электродвигатель. 2. Клиноременная передача привода. 3. Редуктор. 4. Муфта. 5. Приводной вал транспортёра с тяговым барабаном. 6. Рама или плита. 7. Тяговая лента транспортёра

привод шпоночный статический

Определяем мощность и частоту вращения на выходном валу.

(1)

где Рвых - мощность на выходном вале привода, кВт;

Ft - тяговое усилие на приводном барабане, Н;

V - скорость ленты транспортёра, м/с

(2)

где nвых - частота вращения выходного вала привода, мин-1;

D - диаметр приводного барабана, м

Определяем требуемую мощность двигателя.

(3)

(4)

где Рэдтр - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- коэффициент полезного действия привода (см. [1], стр. 7)

(5)

где клр - коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

зуп - коэффициент полезного действия зубчатой передачи;

м - коэффициент полезного действия муфты;

под - коэффициент полезного действия подшипниковой опоры

клр = 0,95;peg = 0,97; м = 0,98; под = 0,99.

=0,950,972 х0,970,98Ч0,99=0,87

Предварительно выбираем мощность Рэд = 1,5 кВт, частота вращения вала nэд = 925 мин-1

Требуемая мощность:

Теперь, в соответствии с данными [1], табл. 24.7, и с данными [1], табл. 24.9, по условию (3) выбираем электродвигатель серии АИР, типоразмер 80А, исполнение IM 1081 по ТУ 16-525.564-84, стандартная мощность которого Рэд = 1,1 кВт, частота вращения вала nэд = 1395 мин-1, отношение максимального (пускового) вращающего момента на валу к его номинальной величине . Эскиз выбранного двигателя представлен на рис. 2. Значения его геометрических параметров сведены в табл. 1.

Рис. 2. Эскиз электродвигателя привод

Табл. 1. Геометрические характеристики электродвигателя, мм

d1	l1	l30	b1	h1	d30	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
22	50	297	6	6	190	100	50	10	125	80	10	205

Определяем общее передаточное отношение привода и производим его разбивку по ступеням.

(6)

где nэд - частота вращения вала электродвигателя, мин-1

(7)

где

Выбираю соотношения для определения , , (см. [1], табл. 1.4)

(8)

где - передаточное отношение тихоходной ступени

(9)

где - передаточное отношение быстроходной ступени

Определяем частоты вращения валов привода.

(10)

где nбыс - частота вращения быстроходного вала редуктора

(11)

где nпром - частота вращения промежуточного вала редуктора



(12)

где nтих - частота вращения тихоходного вала редуктора

nвых = nтих = 59,65

Определяем мощности, передаваемые валами привода.

(13)

где Ртих - мощность, передаваемая тихоходным валом редуктора

(14)

где Рпром - мощность, передаваемая промежуточным валом редуктора

(15)

где Pбыст- мощность, передаваемая быстроходным валом редуктора

(16)

Определяем вращающие моменты на валах привода

(17)

где Тбыст - вращающий момент на быстроходном валу редуктора

(18)

где Тпром - вращающий момент на промежуточном вале редуктора

(19)

где Ттих - вращающий момент на тихоходном вале редуктора

(20)

где Твых - вращающий момент на выходном вале привода

Проверяем полученное значение Твых:

(21)

2. Расчёт допускаемых напряжений шестерни и колеса.

Выбор материала и термообработки шестерни и колеса в тихоходной ступени.

Следуя рекомендациям [1], табл.2.1 стр. 12, выбираем для колёс и шестерен одинаковый материал - сталь 45, углеродистая, обычного качества. Назначаем вид термообработки для колёс и шестерён один и тот же - улучшение. Твердость поверхности:

Табл. 2. Твердость поверхности зубчатых колёса и шестерни редуктора

Шестерня	H1 =286НВ
Колесо	H2 =249НВ

Допускаемые контактные напряжения в тихоходной ступени

(22)

где []Н1,2 - допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса соответственно, МПа;

Нlim1,2 - предел контактной выносливости шестерни и колеса соответственно, МПа;

SН1,2 - коэффициент запаса прочности шестерни и колеса соответственно;

КНL - коэффициент долговечности.

Выбираем формулу для определения контактной выносливости шестерни и колеса в соответствии с ([2], табл.8.8 стр. 176):

(23)

где НВ1,2 - твердость шестерни и колеса соответственно, МПа;

Для зубчатых колес с однородной структурой и термообработкой улучшением([2], стр. 177):

Принимаем:

SН1 = SН2 = 1,1.

При NR = 0 принимаем КHL=1

Общие контактные напряжения в тихоходной ступени.

Для косозубой цилиндрической передачи

[у]Н = min ([у]Н1; [у]Н2), (24)

т.е. принимаем:

[у]Нmin = 516 МПа.

Для косозубой конической передачи

[у]Н = 533МПа 1.2 [у] Hmin, (25)

[у]Н = 533 МПа, что 619МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев зубчатого колеса в тихоходной ступени.

(26)

где Flim1,2 - предел выносливости при изгибе шестерни и колеса соответственно, МПа;

SF - коэффициент безопасности (см, [2], табл. 8.8 стр. 176) ;

КFL - коэффициент долговечности ([2], стр. 177);

KFC - коэффициент, учитывающий влияния двухсторонней нагрузки (см. [2], стр. 182)

Выбираем формулу для определения предел выносливости при изгибе шестерни и колеса в соответствии с ([2], табл.8.8 стр. 176):

Flim1,2 = 1,75HB1,2, (27)

Flim1= 1,75 286 = 501МПа.

Flim2 = 1,75 249 =436 МПа.

Для зубчатых колес с однородной структурой и термообработкой улучшением, принимаем:

SF1 = SF2 = 1,75.

При NR = 0 принимаем КFL= 1, при нереверсивной передаче КFC = 1

Выбор материала и термообработки шестерни и колеса в быстроходной ступени.

Следуя рекомендациям [1], табл.2.1 стр. 12, выбираем для колёс и шестерен одинаковый материал - сталь 45, углеродистая, обычного качества. Назначаем вид термообработки для колёс и шестерён один и тот же - улучшение. Твердость поверхности:

Табл. 3. Твердость поверхности зубчатых колёса и шестерни редуктора

Шестерня	H1 =286НВ
Колесо	H2 =249НВ

Допускаемые контактные напряжения быстроходной ступени.

Выбираем формулу для определения контактной выносливости шестерни и колеса в соответствии с ([2], табл.8.8 стр. 176):

(28)

Для зубчатых колес с однородной структурой и термообработкой улучшением([2], стр. 177):

Принимаем:

SН1 = SН2 = 1,1.

При NR = 0 принимаем КHL=1

В соответствии с уравнением (23)

Общие контактные напряжения в быстроходной ступени.

Для косозубой цилиндрической передачи в соответствии уравнения (24), принимаем:

[у]Нmin = 533 МПа.

Для косозубой конической передачи в соответствии уравнения (29), принимаем:

[у]Н = 533МПа 1.2 [у] Hmin,

[у]Н = 533 МПа, что 619МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев зубчатого колеса в быстроходной ступени.

Выбираем формулу для определения предел выносливости при изгибе шестерни и колеса в соответствии с ([2], табл.8.8 стр. 176):

Flim1,2 = 1,8HB1,2, (30)

Flim1= 1,75 286 = 501МПа.

Flim2 = 1,75 249 =436 МПа.

Для зубчатых колес с однородной структурой и термообработкой улучшением, принимаем:

SF1 = SF2 = 1,75.

При NR = 0 принимаем КFL= 1, при нереверсивной передаче КFC = 1 В соответствии с уравнением (27).

3. Цилиндрическая тихоходная косозубая передача

Основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи.

Степень точности зубчатой передачи.

Предварительно рассчитываем в первом приближении межосевое расстояние передачи по формуле.

, (31)

где а/W - предварительное межосевое расстояние, мм;

U - передаточное число передачи;

- коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической передачи;

К=10

Определив а/W в первом приближении определяем окружную скорость передачи.

(32)

Межосевое расстояние.

(33)

где - предварительное межосевое расстояние, мм;

Ка - коэффициент, учитывающий тип зацепления зубьев;

u - передаточное число передачи;

ba - коэффициент ширины зубчатого венца

Принимаем: Ка=410МПа в соответствии ([2], стр. 142), ba = 0,5 ([2], табл. 8.4 стр. 143).

Для уточнения найденного а/W рассчитываем коэффициент расчетной нагрузки при расчетах на контактную выносливость.

(34)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями проектируемой передачи;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения передачи.

, (35)

где - начальное значение коэффициента ;

- коэффициент влияния приработки зубьев.

 (36)

где А = 0,06 при улучшении);

nст - степень точности.

при V/ < 1 м/с и при H2 =248НВ.

, (37)

где - начальное значение коэффициента . Зависит от твердости и коэффициента ширины зуба

, (38)

где - коэффициент ширины колеса.

и V/ < 1 м/с - принимаем

Для 9 степени точности косозубой передачи при V/ < 1 м/с и H2 =248НВ ? 350НВ получаем

Выбирая из стандартного ряда ([2], стр. 143), принимаем:

аw = 100мм.

Ширина зубчатых колёс.

b2 = ba аw, (39)

где b2 - ширина зубчатого венца колеса

b2 = 0,4 100 = 40 мм.

принимаем b2 = 63 мм.

b1 = 1,1· b2, (40)

где b1 - ширина зубчатого венца шестерни, мм;

b1 = 1,1 · 40 = 44 мм.

Принимаем b1 = 45 мм.

Определяем модуль передачи.

Максимальный возможный модуль передачи определяем по формуле

(41)

Минимальный возможный модуль передачи определяем по формуле

, (42)

где - для косозубой передачи;

- минимальное допускаемое значение изгиба;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

- коэффициент нагрузки;

b2 - ширина зубчатого венца колеса;

aW - межосевое расстояние.

Для нахождения минимально возможного модуля передачи предварительно вычисляем коэффициент нагрузки при расчетах на изгибную выносливость.

, (43)

где - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении из-за погрешностей изготовления зубьев шестерни и колеса;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зуба по ширине зубчатого венца;

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

(44)

при

выбирается в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей зубьев колес передачи.

- для косозубой передачи

Берем из стандартного значения модулей m = 1

Угол наклона зубьев.

(45)

Принимаем

Суммарное число зубьев передачи.

(46)

где - суммарное число зубьев передачи (предварительное)

Принимаем z= 198 зубьев

(47)

Определяем числа зубьев колеса и шестерни.

(48)

Принимаем z1= 44 зуба

z2 = z - z1, (49)

z2 = 198 - 44= 154

Фактическое передаточное число передачи.

(50)

где uфакт - фактическое передаточное число передачи

Оценка погрешности определения передаточного числа передачи:

(51)

Определяем геометрические параметры передачи.

Делительные диаметры зубчатых колёс:

(52)

где d - делительный диаметр колеса или шестерни

Проверка

Диаметры окружностей вершин зубьев зубчатых колёс:

da = d + 2 m , (53)

где da - диаметр окружностей вершин колеса или шестерни

da1= 44,44 +2 • 1 = 46,56мм

da2= 155,56 + 2 •1 = 157,56мм

Диаметры окружностей впадин зубьев зубчатых колёс:

df = d - 2,5 m , (54)

где df - диаметр окружности впадин зубьев зубчатого колеса

df1 = 44,44 - 2,5 1 = 41,94мм

df2 = 155,56 - 2,5 1 = 153,06мм

Силовой анализ зубчатой передачи.

(55)

где Ft - окружная сила взаимодействия зубчатых колёс передачи

, (56)

где Fr - радиальная сила взаимодействия зубчатых колёс

- угол давления, град



, (57)

где Fa - осевая сила

Проверочный расчёт передачи на усталостную контактную прочность.

Определяем окружную скорость

(58)

м/с.

(59)

где Н - контактные напряжения, МПа;

Zу = 8400 - для косозубой передачи;

КН - коэффициент нагрузки;

b2 - ширина зубчатого венца колеса;

uф - фактическое передаточное число;

Т1 - вращающий момент на валу шестерни;

aW - межосевое расстояние.

, (60)

где - коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Так как, следовательно, выбранные параметры зубчатой передачи подходят.

Проверочный расчет передачи на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев её колес.

(61)

где F - напряжения при изгибе, МПа;

YFS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса;

КF - коэффициент нагрузки;

Ft - окружная сила;

Yв - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

b2 - ширина зубчатого венца колеса

m - модуль передачи.

KF = 1,46; m=1; Ft = 2017; b2 = 63

Для определения YFS1 и YFS2, определяем эквивалентные числа их зубьев

(62)

(63)

YFS1 = 3,68; YFS2 = 3,59.

(64)

Yе = 0,65 - для косозубой передачи.

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

(65)

Так как, следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

(66)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

 (67)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

(68)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

4. Цилиндрическая быстроходная косозубая передача

Основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи.

Межосевое расстояние.

(69)

Нормальный модуль зацепления в соответствии с уравнением (31) получаем mn = 1мм

Ширина зубчатых колёс уравнение (39).

b2 = 0,25 100 = 25 мм

по формуле (40) получаем

b1 = 1.1 25 = 27.5мм.

принимаем b1 = 56мм

Угол наклона зубьев.

По уравнению (34) получаем

Принимаем

Суммарное число зубьев передачи.

По уравнению (46) получаем

(70)

Принимаем z= 198 зубьев

По уравнению (47) получаем

Определяем числа зубьев колеса и шестерни.

По уравнению (48) получаем

Принимаем z1= 44 зуба

По уравнению (49) получаем

z2 = 198 -44 = 154 зуба. (71)

Фактическое передаточное число передачи.

По уравнению (50) получаем

Оценка погрешности определения передаточного числа передачи:

По уравнению (51) получаем

Определяем геометрические параметры передачи.

Делительные диаметры зубчатых колёс:

По уравнению (52) получаем

(72)

Диаметры окружностей вершин зубьев зубчатых колёс:

По уравнению (53) получаем

da1= 44 +2 • 1 = 46.44мм

da2= 155.56 + 2 •1 =157.56 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев зубчатых колёс:

По уравнению (54) получаем

df1 = 44.44 - 2,5 1 = 41.94мм

df2 = 155.56 - 2,5 1 = 153.06мм

Силовой анализ зубчатой передачи.

(73)

где Ft - окружная сила взаимодействия зубчатых колёс передачи

По уравнению (56) получаем

Fr = 137.3 tg 20/cos8.11 =50.5Н

По уравнению (57) получаем

Fа = 137.3 tg 8,11 =19.6Н

Проверочный расчёт быстроходной передачи на усталостную контактную прочность.

Определяем окружную скорость

По уравнению (58) получаем

По уравнению (59) получаем

Так как, следовательно, выбранные параметры зубчатой передачи подходят.

(74)

Проверочный расчет передачи на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев её колес.

(75)

где F - напряжения при изгибе, МПа;

YFS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса;

КF - коэффициент нагрузки;

Ft - окружная сила;

Yв - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

b2 - ширина зубчатого венца колеса

m - модуль передачи.

KF = 1,46; m=1; Ft = 137.3; b2 = 25

Для определения YFS1 и YFS2, определяем эквивалентные числа их зубьев

(76)

(77)

YFS1 = 3,68; YFS2 = 3,59.

(78)

Yе = 0,65 - для косозубой передачи.

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

(79)

Так как, следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

 (80)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

(81)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

(82)

Так как , следовательно, выбранные параметры передачи подходят.

Передача работоспособна в заданных условиях эксплуатации.

5. Расчет клиноременной передачи привода

По графику при и рекомендуется выбрать ремень тип А; Число ремней:

 (83)

где - мощность, передаваемая одним ремнем.

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предварительно принимаем

(84)

- номинальная мощность передачи с одним ремнем рис.12.24 при - быстроходный диаметр шкива.

Угол обхвата малого шкива (ведущего).

(85)

Диаметр ведомого шкива.

мм (86)

Принимаем стандартное значение мм

Фактическое передаточное число:

(87)

Отклонение

По рекомендации при

мм (88)

- предварительно межосевое расстояние;

Длина ремня:

(89)

Принимаем L=900 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

(90)

принимаем

Определяем расчетную мощность

При этом - коэффициент угла обхвата;

при .

- при спокойном режиме работы.

Число ремней:

Принимаем 2 ремня тип А

Определение нагрузки от передачи на опору вала.

Предварительное натяжение одного ремня- :

При

; (91)

Тогда

; (92)

Определяем ресурс клиноременной передачи

; (93)

6. Конструирование элементов корпуса редуктора

Определяем необходимые зазоры между элементами редуктора.

 (94)

где - межосевое расстояние тихоходной передачи

межосевое расстояние быстроходной передачи

- диаметр окружностей вершин зубьев тихоходного колеса, мм;

- диаметр окружностей вершин зубьев быстроходного колеса, мм.

(95)

где а - расстояние между поверхностью наибольшего колеса и крышкой корпуса

Принимаю а = 10 мм.

b = 4 a , (96)

где b - расстояние между поверхностью наибольшей шестерней и дном корпуса

b = 4 10= 40мм

c = 0,5 • а , (97)

где c - расстояние между торцами конического колеса и цилиндрической шестерни

c = 0,5 • 10 = 5,0мм

Определяем ориентировочные размеры валов редуктора.

(98)

где - диаметр свободного участка быстроходного вала редуктора

(99)

(100)

где dт - диаметр свободного участка тихоходного вала редуктора

Размеры других участков валов назначаются с учётом ряда стандартных размеров валов:

Табл. 4. Размеры различных участков валов

	Быстроходный	Промежуточный	Тихоходный
	20	-	30
	25	30	35
	30	36	40

Определяем основные размеры элементов редуктора.

Толщина стенки (см. [3], стр. 355).



Рис. 3. Стенка редуктора

(101)

где - толщина стенок корпуса

Принимаем = 8 мм.

Ширина прилива под крышку корпуса (см. [3], стр. 355).

Рис. 4. Прилив для установки крышки корпуса

l1 = 1,5 , (102)

где l1 - толщина фланца для установки крышки корпуса

l 1= 1,5 8 = 12мм.

l2 = 2 , (103)

где l2 - высота фланца для установки крышки корпуса

l 2= 2 8 = 16мм.

Лапа крепления корпуса редуктора к плите (см. [3], стр. 267).

Рис. 5. Лапа корпуса редуктора

Крепление корпуса к плите осуществляется четырьмя болтами М16 - 6g х 65.46 ГОСТ 7796 - 70. Для этого на корпусе предусмотрены отлитые лапы с отверстиями под крепление.

Размеры отверстий:

dуб = 17 мм; Dуб = 26 мм,

где dуб - диаметр отверстия под установку болта, мм;

Dуб - диаметр отверстия под установку пружинной шайбы, мм

Расстояние от оси винта до плоского края:

с=(1,1…1,2)d (104)

c=(1,1…1,2)•16=20мм

Толщина лапы корпуса:

(105)

Ширина фланца при установки винта с шестигранной головкой:

(106)

Проушина крышки редуктора (см. [3], стр. 357).

Рис. 6. Проушина крышки редуктора

Диаметр отверстия проушины:

(107)

Толщина проушины:

(108)

мм

Фиксирование крышки корпуса относительно корпуса.

Для первоначальной обработки элементов корпуса необходимо зафиксировать крышку корпуса относительно самого корпуса. Делается это с помощью двух цилиндрических штифтов диаметром dшт = 10 мм. Штифты располагаются произвольно на расстоянии, достаточно удалённом друг от друга.

Остальные размеры элементов корпуса и крышки корпуса подбираются конструктивно с учётом рекомендаций для разработки.

7. Расчёт на прочность валов редуктора

Расчёт валов на прочность ведём по самому нагруженному валу редуктора. Из расчётов, представленных выше, видно, что самым нагруженным валом редуктора является тихоходный вал редуктора.

Расчётная схема нагружения вала

Рис. 7. Схема нагружения тихоходного вала редуктора

Исходные данные для расчёта вала

Ттих = 156.9 Нм; Ft = 2017 Н; Fr = 741 Н; Fa = 287,6Н;

l2 = 38.5мм; l3 =79.5мм; l4 = 125 мм; l5 = 71 мм; l6 = 113 мм

Определяем основные реакции в опорах вала.

(109)

(110)

(111)

(112)

(113)

(114)

Находим эквивалентный момент в каждом из опасных сечений 2, 3,4, 5 и 6.

Для сечения 2:

(115)

(116)

(117)

(118)

(119)

Для сечения 3:

(120)

(121)

Для сечения 4:



(122)

Для сечения 5:

(123)

(124)

(125)

(126)

(127)

Для сечения 6:

(128)

(129)

Выбираем для вала в качестве материала Сталь 45.

Определяем полярные моменты сопротивления изгибу в каждом из опасных сечений 2, 3,4, 5 и 6.

(130)

где b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки,мм.

(131)

Определяем эквивалентные напряжения сил в каждом из опасных сечений 2, 3,4, 5 и 6.

 (132)

(133)

(134)

(135)

(136)

По полученным значениям определяем, что самое опасное сечение вала 4, где значение максимально.

Проверка статической прочности вала.

(137)

где ST - коэффициент запаса прочности при расчёте статической прочности вала;

Т - предел прочности материала, МПа;

Кп - коэффициент перегрузки

Т.к. материал вала известен, то из ([4], табл. 2) при диаметре заготовки менее 120мм выписываем его механические характеристики:

Так как > = 1,6 условие статической прочности вала выполняется.

Проверка усталостной прочности вала.

Следуя рекомендациям, принимаем значения необходимых величин (см. [4], табл. 4, табл. 5, табл. 7, табл. 8):

К = 1,7; К = 1,4; Кd = 0,81 - для сечений 2 и 5; Кd = 0,85 - для сечений 3,4 и 6; КV = 1; КF = 1,05.

Табл. 5. Расчет вала на усталостную прочность

№ п/п	Формула	Сечение
		2	3	4	5	6
1		28.46	36.85	69.76	27.92	36.62
2		7	9.14	17.44	7	9.14
3		2,2	2,1	2,1	2,2	2,1
4		1,8	1,7	1,7	1,8	1,7
5		0,05	0,05	0,05	0,05	0,05
6		0	0	0	0	0
7		113,6	119	119	113,6	119
8		83,3	88,2	88,2	83,3	88,2
9		4	3.22	1.71	4.07	3.25
10		11.9	9.65	5.06	11.9	9.65
11		3.79	3.05	1.62	3.45	3.08

где а - нормальные напряжения изгиба, МПа;

Wрi - полярный момент сопротивления изгибу, мм3 ;

а - касательные напряжения при скручивании, МПа;

(К)D, (К)D - коэффициенты снижения предела выносливости;

К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

КF - коэффициент влияния качества поверхности;

КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

()D, ()D - коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала;

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (см. [4], табл. 2);

(-1)D, (-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа;

-1, -1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричных циклах, МПа;

S - коэффициент запаса прочности при действии изгибающих нагрузок;

S - коэффициент запаса прочности при действии скручивающих нагрузок.

Заполнив таблицу, можно сделать вывод, что условие усталостной прочности вала выполняется во всех пяти сечениях.

8. Расчёт и выбор подшипников опор для валов по динамической грузоподьемности

Так как самыми нагруженными опорами в редукторе являются опоры тихоходного вала, следовательно, расчёт подшипниковых опор производится по самой нагруженной опоре тихоходного вала. Расчёт подшипниковых опор тесно связан с расчётом валов на прочность, поэтому для расчёта необходима расчётная схема нагружения вала (см. рис. 8). Подшипниковые опоры выбираем следуя рекомендациям (см. [5], приложение 3)

Исходные данные для расчёта:

час; ; ; ;

где Lh - требуемая долговечность привода, час;

NR - режим работы привода;

Kб - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (см. [5], стр.6);

Kt - температурный коэффициент (см. [5], стр.6);

Определение суммарных реакций в каждой опоре вала.

(138)

(139)

где RAсум, RBсум - суммарные реакции в каждой из опор вала

Проверка расчётной опоры на статическую грузоподъёмность.

Для подшипников шариковых радиальных однорядных легкой серии выбираем значения необходимых величин:

Пользуясь (см. [5], приложение 3) задаемся подшипником (107) легкой серии, для которого:

(1209) ;; ; ; ;

где - угол взаимодействия вала и подшипниковой опоры, град;

С - динамическая грузоподъёмность подшипниковой опоры;

С0 - статическая грузоподъёмность подшипниковой опоры.

Определяем радиальные и осевые нагрузки в подшипниковых опорах

Определение радиальных и осевых нагрузок в подшипниковых опорах.

Принимаем по (см. [5], табл.2 стр.6); коэффициент зависящий от режима работы привода тогда:

(140)

H

(141)

H

(142)

H

В связи с тем, что в опорах вала используются шариковые радиальные однорядные подшипники, принимаем, что всю осевую нагрузку воспринимает опора, на которую она направлена, т.е. правая опора В.

Определение динамической нагрузки в подшипниковых опорах.

Так как , то согласно рекомендациям (см. [5], табл.3) имеем и , тогда эквивалентная динамическая нагрузка будет равна:

(126)

, (127)

Н

В качестве наиболее нагруженной выбираем опору B, т.к. . Дальнейший расчет ведем только для наиболее нагруженной опоры, приняв Н

Проверка долговечности подшипников

, (128)

где Lhp - расчётная долговечность привода, час;

a1 - коэффициент надёжности подшипниковой опоры;

a23 - коэффициент,учитывающий влияние качества изготовления подшипника;

Fэ- максимальная эквивалентная нагрузка в опорах подшипника, Н;

К- показатель степени (К = 3 для шарикоподшипников).

Принимаем ,(см. [5], табл. 5) и (см. [5], табл. 5),

.

Учитывая, что , условие динамической грузоподъёмности подшипниковой опоры выполняется, и выбранные подшипники подходят для установки. Окончательно принимаем для тихоходного вала подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии марки 107 ГОСТ 8338 - 75. Для быстроходного вала принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные марки 105 ГОСТ 8338 - 75.

9. Расчёт призматического шпоночного соединения для валов редуктора.

Определяем напряжения смятия для шпоночного соединения на валах редуктора и выполняем проектный расчёт шпоночного соединения.

Для шпоночного соединения на известном диаметре вала выбираем стандартную призматическую шпонку с материалом Ст 3 (см. [3], стр. 59 табл. 4.2), с размерами b, h, t, t1 и [см] = 80 МПа

Рис. 8. Шпоночное соединение 1. Вал; 2. Ступица зубчатого колеса; 3. Шпонка

(151)

где см - напряжения смятия в шпоночном соединении, МПа;

Т - момент, передаваемый валом редуктора, Нм;

d - диаметр вала с шпоночным пазом, мм;

h - высота шпонки, мм;

[см] - допускаемое напряжение смятия, МПа

Из условия прочности шпонки на смятие получаем проектный расчёт рабочей длины шпонки:

(152)

Табл. 6. Размеры шпонок

Вал	b	h	t1	t2	Расчетная lр	Принимаем
Тихоходный: под колесо под муфту	12 8	8 7	5 4	3,3 3.3	24 38	30 45
Промежуточный	10	8	5	3,3	18	22
Быстроходный	6	6	3.5	2.8	24	26

Сравнивая полученное значение длины шпонки с выбранными размерами шпоночного соединения, получаем, что выбранный материал подходит по своим механическим характеристикам.

Принимаем шпонку призматическую по ГОСТ 10748 - 79:

Тихоходный:

под колесо 12830

под муфту 8745

Промежуточный 10822

Быстроходный 6626

10. Выбор системы смазки редуктора и смазочных материалов

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач применяю картерную систему. В корпус редуктора заливаю масло И-Г-А-32 (ГОСТ 20799-88) так, чтобы в масляную ванну было погружено цилиндриеское колесо на всю ширину b венца. Глубина масляной ванны составила 41. мм. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса, дополнительно для смазывания тихоходной ступени редуктора установлено две дополнительные паразитные шестерни. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Подшипники изолированы от внутренний части корпуса мазеудерживающими кольцами, и набиваются при монтаже пластинчатым смазочным материалом ЦИАТИМ-201 (ГОСТ 6267-74).

Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрытое пробкой с цилиндрической резьбой. Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения, поэтому под такую пробку ставлю уплотняющую прокладку из фибры.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен маслоуказатель круглый.

В качестве уплотнительного устройства применил манжетные уплотнения: Резиновая армированная 1-35х58-2ГОСТ 8752-79 и 1-25х42-2ГОСТ 8752-79.

11. Выбор стандартной муфты привода

Для расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, использую зависимость:

 (153)

где Тн - номинальный длительно действующий момент;

К - коэффициент режима работы (см. [1], стр. 342).

Принимаем К = 1,2.

Момент на тихоходном валу:

Выбираем компенсирующую упругую муфту по ГОСТ 20884-82: на тихоходный вал диаметром 30 мм - исполнение II.

12. Конструирование опорной рамы привода

При изготовлении рамы применил швеллеры стальные горячекатаные по ГОСТ 8240-89 N 10. Раму сконструировал из двух продольно и приваренных к ним двух поперечно расположенных швеллеров.

Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатывают после сварки, отжига и правки (рихтовки). Высоту платиков после их обработки принимаю h = 8 мм.

Швеллеры расположил полками наружу, т.к. это удобно для крепления узлов к раме, осуществляемого болтами.

Для крепления рамы к полу цеха применил фундаментные болты в количестве 7 шт. Фундаментные болты устанавливают в скважины, просверленные в полу цеха твердосплавным или алмазным инструментом, свободно перерезывающим и арматуру. Болт по ГОСТ 24379.1-80 состоит из шпильки, шайбы и двух гаек. Шпильки фундаментных болтов изготавливают из углеродистой стали марки ВСт3пс2 по ГОСТ 380-94.

На необработанном бетонном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора цемента под опорную поверхность. Перед подливкой оборудование выверяют на горизонтальность подкладками или клиньями.

Болты закрепляют в скважине цементным раствором при вибронагружении в него шпильки болта или путем утрамбовывания сырого цементного порошка.

13. Краткие рекомендации по сборке редуктора

При сборке редуктора вырабатывается последовательность операций соединения элементов конструкции. Сборка редуктора начинается со сборки валов. Предварительно, детали, участвующие в соединении, необходимо подготовить к сборке. На промежуточный и тихоходный валы редуктора устанавливаются зубчатые колёса и фиксируются относительно вала шпонками. Далее, для предотвращения осевого смещения колеса на валу устанавливаются необходимые распорные втулки.

На опорные участки валов с начало устанавливаются маслоудерживающие кольца для изолирования подшипниковых узлов от внутренней поверхности редуктора, а затем устанавливаются подшипниковые опоры марок 209 ГОСТ 8338-75, 206 ГОСТ 8338-75 и 205 ГОСТ 8338 -75, (см. [3], стр.256, табл. 20.1.1), предварительно нагретые в масле. Для предотвращения утечки смазочного материала на выходные концы валов устанавливаются резиновые армированные манжеты 1-45х65 -2 ГОСТ 8752 - 79 и 1-25х42 - 2 ГОСТ 8752 - 79 (см. [1], стр. 473, табл. 24.26). Собранные валы устанавливаются в корпусе редуктора. Далее подшипники смазывают консистентной смазкой типа ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74, и на выходные участки валов надеваются закладные крышки подшипников и устанавливаются в корпусе редуктора. Закладные участки валов также закрываются крышками.

На нижнюю часть корпуса редуктора устанавливается крышка корпуса, фиксируется относительно корпуса коническими штифтами и закрепляется болтами М12 - 6gх70.46 ГОСТ 7796-70.

Для улучшения условий эксплуатации редуктора внутрь корпуса заливается смазочный материал - масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88. Далее крышка люка закрывается и фиксируется относительно крышки корпуса винтами М6-6gх12.56 ГОСТ 1491 - 80. Редуктор устанавливается на сварную раму, и крепиться к ней посредством болтов М16-6gх65.46 ГОСТ 7796 - 70.

Заключение

В результате выполненной работы создана конструкция привода цепного конвейера, спроектированы его основные узлы и детали, подобраны необходимые стандартные изделия.

Графический материал проекта имеет общий объем 3 листа формата А1 и включает в себя:

-чертеж общего вида привода цепного конвейера (формат А1);

-сборочный чертеж цилиндрически-конического зубчатого двухступенчатого редуктора привода (формат А1);

-рабочие чертежи деталей привода (три чертежа формата А3 и два чертежа формата А4).

Пояснительная записка к проекту изложена на 60 листах формата А4 и содержит информацию о разработанных конструкциях нестандартных узлов и деталей привода, материалах, необходимых для их изготовления, а также о включенных в его состав стандартных изделиях. Даны проектные и проверочные расчеты узлов и деталей привода, подтверждающие их работоспособность в заданных условиях эксплуатации. Приведены спецификации к чертежу общего вида привода и сборочным чертежам его узлов.

Таким образом, в ходе курсового проектирования разработан учебный проект привода цепного конвейера, имеющего параметры, полностью соответствующие заданным характеристикам и условиям эксплуатации.

Литература

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов: Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Машиностроение, 2006.

2. М.Н. Иванов, В.А. Финогенов Детали машин. - М.: Высшая школа, 2006.

3. Детали машин: Атлас конструкций узлов и деталей машин, Под ред. О.А. Ряховского - М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007.

4. С.В. Палочкин, Ю.Ф. Соколов: Методические указания к расчету валов редукторных передач текстильных машин - М: 1987.

5. С.В. Палочкин: Методические указания к расчету и выбору подшипников качения - М: 2004.

Размещено на Allbest.ru

...