Проект привода конвейера

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7204 легкой серии со следующими параметрами:

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 206 легкой серии со следующими параметрами:

d = 30 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 19,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 10 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 13.2

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1295,015 H;

Pr2 = 1270,275 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 234,782 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт, (13.10)

где - Pr1 = 1295,015 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 234,782 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,023; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,21.

Отношение 0,181 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1295,015 + 0 · 234,782) · 1,4 · 1 = 1813,021 H.

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

L = = = 1244,215 млн. об. (13.11)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 58413,85 ч, (13.12)

что больше 25000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 355 об/мин - частота вращения вала.

13.3 3-й вал

d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 35,1 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 19,8 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 13.3

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 3704,921 H;

Pr2 = 1091,37 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

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

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт, (13.13)

где - Pr1 = 3704,921 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (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 · 3704,921 + 0 · 0) · 1,4 · 1 = 5186,889 H.

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

L = = = 309,885 млн. об. (13.14)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 36371,479 ч, (13.15)

что больше 25000 ч. (срок службы привода), здесь n3 = 142 об/мин - частота вращения вала.

13.4 4-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 112 особо легкой серии со следующими параметрами:

d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 95 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 29,6 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 18,3 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 13.4

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 547,886 + 3257,613 = 3805,499 H; (13.16)

Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 2830,744 + 672,206 = 3502,95 H. (13.17)

Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

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

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт, (13.18)

где - Pr1 = 3805,499 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (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 · 3805,499 + 0 · 0) · 1,4 · 1 = 5327,699 H.

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

L = = = 171,497 млн. об. (13.19)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 54347,641 ч, (13.20)

что больше 25000 ч. (срок службы привода), здесь n4 = 52,593 об/мин - частота вращения вала.

Таблица 13.1. Подшипники.

14. Уточненный расчёт валов

Крутящий момент на валу Tкр. = 71692,436 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 сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 34 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 10 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = (14.1)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 26,758 МПа, (14.2)

здесь

Wнетто = (14.3)

Wнетто = = 3240,279 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0,259 МПа, (14.4)

здесь: Fa = 234,782 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];

- ?? = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 5,939.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где: (14.5)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m = (14.6)

?v = ?m = = 5,05 МПа,

здесь

Wк нетто = (14.7)

Wк нетто = 7098,94 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=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];

- ?? = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 16,212.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 5,577 (14.8)

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: (14.9)

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

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 42,227 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

14.2 Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 173007,465 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 сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = (14.10)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 18,602 МПа, (14.11)

здесь

Wнетто = 12271,846 мм3 (14.12)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0 МПа, (14.13)

здесь: Fa = 0 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? = 5,638.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где: (14.14)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m = (14.15)

?v = ?m = = 3,524 МПа,

здесь

Wк нетто = 24543,693 мм3 (14.16)

- ?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? = 23,291.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 5,48 (14.17)

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: (14.18)

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

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 29,367 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

3 - е сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = (14.19)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 12,368 МПа, (14.20)

здесь

Wнетто = (14.21)

Wнетто = = 14238,409 мм3,

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0 МПа, (14.22)

здесь: Fa = 0 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];

- ?? = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 11,983.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где: (14.23)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m = (14.24)

?v = ?m = = 2,829 МПа,

здесь

Wк нетто = (14.25)

Wк нетто = 30572,237 мм3,

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 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];

- ?? = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 26,41.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 10,912 (14.26)

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: (14.27)

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

Тогда:

?экв.max = 1,5 · = 19,955 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

15. 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 · 2,846 = 0,712 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 231,185 МПа и скорости v = 1,487 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (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.

16. 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].

17. 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.

18. 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.

19. 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, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 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