Размещено на http://www.allbest.ru

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное

Учреждение высшего образования

Южно-уральский государственный университет

Национальный исследовательский университет

Институт открытого и дистанционного образования

Кафедра техники, технологии и строительства

Проектирование привода к скребковому конвейеру

Нормоконтролер Руководитель работы

Ахлюстина В.В. Ахлюстина В.В

“____” ________________2021г. “____” ________________2021г.

Студент группы ДОз-312

Садыков А.Т.

“____” ________________2021г.

Работа сдана с оценкой

_______________________

“____” ________________2021г.

Челябинск 2021



Аннотация

Садыков А.Т. Проектирование привода к скребковому конвейеру. ЮУрГУ. 22.03.02 2021. ДОз-312, 44 с,9 илл., 7 табл. Библиография литературы - 7 наименований. Чертежи -2 листа ф. А1.

В данной курсовой работе разработан и спроектирован привод к скребковому конвейеру. Приведена кинематическая схема привода, определены условия эксплуатации и сроки службы приводного устройства, выбран двигатель, произведены расчёты закрытой зубчатой передачи, открытой плоскоременной передачи, выбраны подшипники качения и упругая муфта с торообразной оболочкой, определен порядок смазывания редуктора.



Введение

привод конвейер зубчатый

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства выполняют машины и механизмы. Одним из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.

Редуктор - это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые колёса, валы, подшипники и корпус редуктора.

Целью данной курсовой работы является разработка привода скребкового конвейера. Для этого необходимо выбрать и рассчитать основные параметры привода, а именно: выбрать двигатель, рассчитать редуктор, выбрать подшипники, разработать и рассчитать на прочность валы, выбрать и выбрать смазку редуктора и всех узлов, входящих в него. Также необходимо выполнить графическую часть работы и составить согласно ЕСКД спецификации с указанием материала каждой детали и ГОСТа на материал.

Курсовая работа по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы.



1.Назначение привода и описание его работы

Рис.1

Скребковый конвейер применяют для перемещения сыпучих и мелкокусковых грузов, таких как зерно, продукты его переработки, семена подсолнуха и другие грузы, имеющие близкие к зерну свойства. Широко используют конвейер скребковый в химической промышленности, сельском хозяйстве, горнодобывающей промышленности, строительной, горнодобывающей промышленности, металлургической промышленности и во многих других отраслях производства.

Конвейер представляет собой металлоконструкцию с прямоугольным сечением, которые составлены из типовых узлов. Движущимся элементом такого конвейера является цепь с прикрепленными скребками, которые двигаются по жалобу и перемещают груз.

Конвейер состоит из следующих основных частей: приводная станция, от которой тяговый орган получает движение; тяговый орган с элементами для размещения груза (скребок в нашем случае) ; рама или ферма транспортера; поддерживающее устройство (катки, ролики, шины и т. п.); натяжная станция, которая задает и поддерживает необходимое натяжение тягового органа.

Цилиндрическим редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, выполненный в виде отдельного агрегата и предназначенный для передачи мощности от двигателя к исполнительному механизму с соответствующим уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента (нагрузки).

Для нашего привода задан одноступенчатый цилиндрический редуктор. Он является наиболее распространенным, отличается простотой конструкции, но из-за несимметричного расположения колес на валах увеличивается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Редуктор состоит из корпуса , в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

1.1 Срок службы приводного устройства

Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 2 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·7·2·1 =25141 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 25141·0,85 = 21369 час

Рабочий ресурс принимаем 22000 часов

Таблица 1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер Нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	2	8	22000	С малыми колебаниями	Нереверсивный



2.Выбор двигателя ,кинематический расчет привода

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения (мощность на выходе) находят по формуле:

, Кв

Из задания нам известно: сила F = 2800 Н; скорость вращения

v = 0,55 м/сек; следовательно, потребляемую мощность привода:

Требуемая мощность рабочей машины

Тогда требуемая мощность электродвигателя:

, кВт

Определим КПД:

Значения КПД для различных типов передач возьмем из табл. 2.

Таблица 2 - Типы передач и их КПД

Тип передачи
Зубчатая (с опорами, закрытая): цилиндрическая коническая Планетарная (закрытая): одноступенчатая двухступенчатая Волновая (закрытая) Червячная (закрытая) при передаточном числе: св. 30 св. 14 до 30 св. 8 до 14 Ременная (все типы) Цепная Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)	0,96...0,98 0,95...0,97 0,95...0,97 0,92...0,96 0,72...0,82 0,70...0,80 0,75...0,85 0,80...0,90 0,94…0,96 0,92....0,95 0,98 0,99

з - общий КПД привода; КПД цилиндрической передачи (у нас их две поэтому берем КПД в квадрате); КПД цепной передачи; КПД муфты; КПД подшипников.

Вследствие чего:

з = 0,98·0,93·0,99²·0,97 = 0,85.

Р_тр = Р_рм/з = 1,54/0,85 = 1,81 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 2,2 кВт

Далее по табл. 24.9 из учебника «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов подбираем несколько электродвигателей с мощностью 2,2 кВт, но с различной синхронной частотой табл. 2.1

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.



Таблица 3. Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А80B2	2,2	3000	2850
2	4A90L4	2,2	1500	1425
3	4A100L6	2,2	1000	950
4	4A112M8	2,2	750	700

Вычислим частоту вращения n_им мин-¹ приводного вала или выходного вала редуктора:

, мин-¹

мин-¹.

Определим передаточное число привода для различных электродвигателей.

.



Таблица 4. Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	56,4	28	18,6	14.1
Редуктора	4	4	4	4
Открытой передачи	14.1	7	4,65	3,52

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3, так как в варианте 1 и 2 передаточное число открытой передачи выходит за рекомендуемые границы. Окончательно делаем выбор в пользу варианта 3, только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в ближайшие рекомендуемые границы (2ч5). Таким образом выбираем электродвигатель 4A100L6.



3. Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Исполнительный механизм имеет небольшую частоту вращения n=51об/мин). Частота вращения вала электродвигателя равна об/мин, принимаем общее передаточное отношение всего привода:

.

Общее передаточное число привода разбиваем на произведение передаточного числа ременной передачи и одноступенчатого редуктора.

Передаточное число привода будет равно:

,

где - передаточное отношение привода; - передаточное отношение открытой передачи; - передаточное отношение редуктора.

;

Принимаем передаточное число редуктора =4.

= /= 18.6/4=4,65.

Угловая скорость вращения вала электродвигателя , об/сек:

,



где ; - частота вращения вала электродвигателя, об/сек, равная 950 мин-¹.

Вращающий момент на выходном валу электродвигателя и на ведущем шкиве ременной передачи, Н•м:

;

Вращающий момент на входном валу редуктора и на ведомом шкиве ременной передачи:

Т₂ = 1620/21,4 = 75,7 Н·м

Момент на выходном валу редуктора:

Т₃ = 1550/5,3 = 292,5 Н·м

Определяем частоту вращения на валах:

;

n₂ = n₁/u₁ = 950/4,65 = 204 об/мин

n₃ = n₂/u₂ =204/4,0 = 51 об/мин

Таблица 5 Параметры привода

Мощность привода	Валы	Частота вращения об/мин	Момент крутящий Нм	Передаточное число привода
2,2 КВт	I	950	16,9	18,6
	II	204	75,7
	III	51	292,5



4.Расчет редуктора

4.1 Выбор материалов передачи

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.

Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.

В данном случае, возьмем для колеса - Сталь 45 с твердостью 230 НRВ, а для шестерни - Сталь 40Х с твердостью 50 НRС.

Таблица 6 . - Материал и термообработка колес

Наименование	Материал	Твердость
Шестерня	Сталь 40Х	40…45 НRC
Колесо	Сталь 45	200…230 НВ

4.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Рис. 2 Схема зубчатой передачи

Вращающий момент на выходном валу зубчатой передачи (редуктора) T2=292,5 Н*м, передаточное отношение i=iред=4.

Определяем допускаемое контактное напряжение на шестерне:

, МПа;

МПа - допускаемое контактное напряжение для шестерни;

Определяем допускаемое контактное напряжение на колесе:

, МПа;

МПа - допускаемое контактное напряжение для колеса.

,3

где , МПа - допускаемое контактное напряжение для передачи.

, МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес отно-

сительно опор по таблице 3.1: KHb = 1,15.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости актив-

ных поверхностей зубьев найдем по формуле

, мм;

- для косозубых колес;

- коэффициент ширины при несимметричном расположение колес относительно опор;

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

_,

Вычисляем значение межосевого расстояния:

а_w = 43(4+1)[292,5·10³·1/(560²·4²·0,315)]^1/3 =151,2

Принимаем межосевого расстояния =160мм.

Определяем модуль по формуле:

=1...2.

b₂ = ш_baa_w = 0,315·160 = 50 мм.

Угол наклона зуба

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/50) = 8,04°

Принимаем в =10°

Принимаем модуль 2 мм., угол наклона зубьев =10є.

Вычисляем суммарное число зубьев:

.

Число зубьев шестерни

.

Принимаем = 31.

Число зубьев колеса

,

=4,03.

Определим диаметры шестерни и колеса:

1) делительный диаметры:

мм;

мм;

2) диаметры окружностей вершин:

= 67 мм;

, мм;

3) диаметры окружностей впадин:

; ; ; ;

, мм;

мм;

Определим ширину шестерни и колеса:

мм;

мм;

Уточним межосевое расстояние по нашим расчетам и передаточное число:

;

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:

,

где для косозубых колес;

у_H = 8400/160[1,35·75,7(4,03+1) ³/(4,03·50)]^1/2 = 454 МПа.

Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15…20% или больше в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные.

560>454.

4.3 Определение сил, действующих в зацеплениях

В нашем редукторе используются цилиндрические, косозубые колеса. Угол наклона зубьев для косозубых колес 8…16 и угол зацепления принят =20. За точку приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоскости колеса. Направление вращения выбирают в соответствии с направление вращения приводного вала рабочей машины, если привод реверсивный, то направление вращения ведущего вала (вала двигателя), можно выбирать произвольно.

Определим силы, действующие в первом зацеплении. Предварительно выбрав направление движения колеса шестерни. На рис. 3 схематически показано направления вращения колеса и шестерни, а также силы действующие в данном зацепление.

Силы в цилиндрической косозубой передаче по величине равны, по направлению противоположно направлены.

В полюсе зацепления в цилиндрической косозубой передаче возникают силы: окружные, радиальные, осевые. Определим их для первой передачи:

а) окружные

, Н,

где Т₂ - момент на валу колеса;

Т₁ - момент на валу шестерни;

d₂ - диаметр делительной окружности колеса быстроходной передачи;

d₁ - диметр делительной окружности шестерни быстроходной передачи.

, Н;

б) радиальные

, Н,

где - угол наклона зуба.



, Н;

в) осевые

, Н.

, Н



5.Расчет плоскоременной передачи

1.

Рис.4 Схема плоскоременной передачи

Ранее из расчетов мы получили: =16,9Н•м,4.65.

Вычислим диаметр ведущего шкива.

По найденному значению подбираем диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73:

Примем d₁ =100 мм

Вычислим диаметр ведомого шкива.

d₂ = d₁u(1-) = 1004,65(1-0,01) = 460 мм,

По найденному значению подбираем диаметр шкива (мм) из стандартного

ряда по ГОСТ 17383-73:

примем d₂ = 450 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-) = 450/100(1-0,01) = 4,46.

4,65-4,46=0,19 Отклонение 4%,что допустимо

Рассчитаем межосевое расстояние передачи:

a =2(d₁+d₂) = 2(100+450) = 1100 мм.

Длина ремня:

L =2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =21100+0,5(100+450)+(450-100)²/(41100) = 3441 мм.

принимаем L = 3500 мм

Уточняем межосевое расстояние

,

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-60(d₂-d₁)/a = 180-60(450-100)/1306 = 162

Рассчитаем расчетную скорость ремня (где d₁в метрах):

V = d₁n₁/60000 = 0,1950/60 = 4,97 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 3,5/4,9 = 0,7 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Вычислим окружную силу, действующую в ременной передаче:

F_t = P/V = 1,8110³/4,97 = 364 Н.

Из табл.7.1 [1,с.119] выбираем ремень Б600 (резинотканевый) с числом

прокладок z = 2, = 1 мм, k_o = 2 Н/мм.

Проверяем выполнение условия (д - толщина ремня): д?0,025* d₁

д= д0* z =1*2=2 мм

0,025*100=2,5 мм д?0,025* d₁ =2? 2,5 мм (условие выполнено).

Рассчитаем ширину ремня (где - допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм

ширины прокладки; - наибольшая допускаемая нагрузка на 1 мм ши

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_бC_иС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата:

C_б= 1- 0,003(180 -162 ) = 0,943.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы:

C_v = 1,04 - 0,0004* v² = 1,04 - 0,0004*4,9² =1.03.

Коэффициент угла наклона передачи С_и = 1,0.

Коэффициент режима работы

С_р (выбираем по табл. 7.4)= 0,9 - при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 2,0·0,9431.031.00.91,2·0,85 = 1.84 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/z [k_п] = 364/21,84 = 100.2 мм

принимаем b = 100 мм, (по ГОСТ 23831-79)).

По табл. 7.6 [1,с.129] выбираем ширину обода B шкива в зависимости

от ширины ремня b (по ГОСТ 17383-73): при = 100 мм B = 112 мм.

Рассчитаем предварительное натяжение ремня

( F₀- напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное

значение его ₀= 2.0 МПа):

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀ bд = 2,01002 = 400 Н,

где ₀ = 2,0 МПа - для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 400 + 364/2 = 582 H

F₂ = F₀ - F_t/2 = 400 - 364/2 = 218 H

Рассчитаем нагрузку на валы передачи:

F_в = 3F₀sin₁/2 = 3400sin162/2 = 1176 Н. (при периодическом регулировании)

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 8 Н/мм²,

где у₁ - напряжение растяжения,

у₁ = F₀/A + F_t/2A = 400/200 + 364/(2·200) = 2,91 Н/мм²,

у_и - напряжение изгиба.

A= bд=200

у_и = E_ид/d₁ = 100•2/100 = 2 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² - модуль упругости.

у_v = сv²10^-6 = 1100•4,9²•10^-6 = 0,02 Н/мм²,

где с = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

у_max = 2,61+2+0,02 = 4,63 Н/мм²

Так как условие у_max < [у]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.



6.Разработка чертежа общего вида редуктора

6.1 Определение размеров валов редуктора

Целью данного расчета является определение геометрических размеров каждой ступени вала редуктора: диаметры и длины.

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16·75,7·10³/р10)^1/3 = 34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l₁ = 60 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Ведомый вал

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·292,5·10³/р15)^1/3 = 46 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l₁ = 60 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 53,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 55 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Вся округления доведены до стандартного ряда.



7. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

Ft =2403 Н

радиальная

Fr = 883 H

осевая

Fa = 409 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал Fв = 1176 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

Fм = 125·Т31/2 = 125·292,51/2 = 2138 Н



8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Быстроходный вал

Рис. Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_t - 126B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 2403·63/126 = 1202 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 63F_t - 126А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 2403·63/126 = 1202 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1202·63 = 75,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_r -126B_Y + F_a1d₁/2 - 76F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (883·63 + 409·63,00/2 - 76·1176)/126 =21 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 202F_в -126А_Y + 63F_r - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А_Y = (202·1176 + 883·63 - 409·63,00/2)/126 = 2224 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 1176·76 = 89,3 Н·м

M_Y = 1176·139 - 2224 ·63 = 23 Н·м

M_Y =21·63 = 1,3 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (1202² +2224²)^0,5 =2528 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1202² +21²)^0,5 =1202 H

8.2 Тихоходный вал

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала



Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 64F_t - 234F_м + 128D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (234·2138 - 64·2403)/128 = 2707 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 64F_t + 106F_м - 128C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

С_X = (106·2138 + 64·2403)/128 = 2972 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =2972·64 =190 Н·м

M_X2 =2138·106 =226 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 64F_r - F_ad₂/2 + 128D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (409·255,00/2 - 64 •883)/128 = 34 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_С = 64F_r + F_ad₂/2 - 128C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (64·883 + 409·255,00/2)/128 = 849 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 849·64 =54 Н·м

M_Y2 = 34·64 = 2,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (2972² + 849²)^0,5 = 3090 H

D = (2707² + 34²)^0,5 = 2707.2 H



9.Расчет валов на выносливость

Проверочный расчет валов на прочность производят на совместное действие кручения и изгиба

Цель расчета- определить коэффициент запаса прочности и сравнить их с допускаемыми.

Материал вала Сталь 40Х улучшенная

,

Опасным сечением является сечение куда садится подшипник.

Определяем номинальные напряжения в опасном сечении по формуле.

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 40, улучшенная: _В = 750 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М _х = 89,3 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 89,3·10³/6,28·10³ = 7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 75,7·10³/12,6·10³ = 6 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,65; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,65 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,65·7 = 13

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,6·6 + 0,1·6) =12

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =13·12/(12² +13²)^0,5 = 8,8 > [s] = 2,5

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, нормализованная: _В = 570 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43570 = 245 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58245 = 142 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 226 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р55³/32 = 16,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 226·10³/16,3·10³ = 6.9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =292,5·10³/2•32,6·10³ = 4,5 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,6; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 245/3,6·6,9 = 9,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 142/(2,6·4,5 + 0,1·4,5) =11,7

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =11,7·9,8/(9,8² +11,7²)^0,5 = 7,5 > [s] = 2,5



10. Расчет и выбор подшипников

Для опор валов цилиндрических косозубых колес редукторов применим конические подшипники, устанавливая их «враспор». Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии. А для валу исполнительного механизма мы применяем сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.

I. Расчет и выбор подшипников для быстроходного вала:

Радиальные нагрузки в опорах А и В определяется по эпюрам расчета валов:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (1202² +2224²)^0,5 =2528 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1202² +21²)^0,5 =1202 H

, - осевые составляющие радиальной нагрузки для радиально-упорных подшипников;

и соответственно ; ,

где е - коэффициент осевого нагружения для конических радиально-упорных подшипников.

Значения е даны в таблице и выбираются по номеру подшипника (рис. 17) Для № 36206; Коэффициенты нагрузки: 18,2 кН, 13,3 кН; Грузоподъемность: 0,35; 1,5 Х=0,45

Рисунок 8. - Подшипник радиально-упорный № 36206

Расчетная динамическая грузоподъемность:

,

где - эквивалентная динамическая нагрузка в опоре;

n - частота вращения вала n =950(мин-¹);

L_10h - расчетная долговечность;(22000)

p - коэффициент степени для конических подшипников; p = 3,33.

Эквивалентная динамическая нагрузка в опоре.

;

где V - коэффициент вращения, при вращающемся внутренним кольцом V = 1, наружном V = 1,2;

X - коэффициент радиальной нагрузки, выбирается по отношению

=409/1,2883 = 0,38;

- радиальная нагрузка в опоре;

Y = 409/13,310³ = 0,030;- коэффициент осевой нагрузки Y=1,5;

=409- осевая нагрузка в опоре;

- коэффициент безопасности работы для редукторов принимают = 1,3;

- коэффициент температурный при t до 100є = 1.

Осевые нагрузки в опорах определяют по условию равновесия сил:

В зависимости от режимов работы, нагрузки и умножают на коэффициент режима работы - (табл. 10).

Таблица 7 - Значения коэффициента режима работы

Режим работы	0	I	II	III	IV	V
	1,0	0,8	0,63	0,56	0,5	0,4

Режим работы указан в задании для III = 0,56.

Радиальная нагрузка в опоре А: 2528·0,56 = 1416 Н.

Радиальная нагрузка в опоре Б: 1202·0,56= 673 Н.

Осевая сила, действующая от зацепления в передаче:

409·0,56=229 Н.

Осевые составляющие:

1416=411 Н;

673=200 Н.

Осевая нагрузка в опоре А: 200+229=429 Н.

Осевая нагрузка в опоре Б: 411 Н.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

(1·0,45·1416+1,6·429) ·1,3·1=1720 Н.

(1·0,45·673+1,6·411) ·1,3·1=1248 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(60nL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 1720(950·60·22000/10⁶)^1/3 = 17547 Н

Так как расчетный коэффициент грузоподъемности меньше базового >17547, то подшипник 36206 пригоден.

Базовая долговечность:

= 10⁶(18.210³ /1720)³/60950 = 28742 часов

Базовая долговечность больше требуемой долговечности 28742>22000

II. Расчет и выбор подшипников для промежуточного вала:

На рис. 15 приведена схема установки подшипников.

Рисунок 9. - схема установки подшипников

Силы действующие на опоры С и Д

C = (2972² + 849²)^0,5 = 3090 H

D = (2707² + 34²)^0,5 = 2707.2 H

409 Н; Значения е даны в таблице и выбираются по номеру подшипника (рис. 19) Для № 36208; Коэффициенты нагрузки: 30,6 кН, 23,7 кН; Грузоподъемность: 0,31; 1,7; X=0,45;



Рисунок 10.- Подшипник радиально-упорный № 36208

Расчетная динамическая грузоподъемность:

,

n =204(мин-¹); p = 3; 22000 часов,

;

V = 1, = 1,3; = 1; = 0,56.

Осевые нагрузки в опорах определяют по условию равновесия сил:

Радиальная нагрузка в опоре Д: 2707·0,56 = 1516 Н.

Радиальная нагрузка в опоре С: 3090·0,56= 1730 Н.

Осевая сила, действующая от зацепления в передаче:

409·0,56=229 Н.

Осевые составляющие:

=0,83·0,31·1516=390Н;

1730=445Н.

Осевая нагрузка в опоре Д: 409+445=854 Н.

Осевая нагрузка в опоре С: 390 Н.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Р_ЕС =(1·0,45·390+1,7·445) ·1,3·1=1212 Н.

Р_ЕД = (1·0,45·854+1,7·390) ·1,3·1=1362 Н.

Требуемая грузоподъемность:

С_тр = Р(60nL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 1362(204·60·22000/10⁶)^1/3 = 9795 Н

Так как расчетный коэффициент грузоподъемности меньше базового >9795 то подшипник 36208 пригоден.

Базовая долговечность:

мм/об;

ч.

= 10⁶(30.610³ /1362)³/60204 = 926518 часов

Базовая долговечность гораздо больше требуемой долговечности 926518>22000.



11. Выбор смазки редуктора

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. 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. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес до 12,5 м/с. Следовательно, оно нам подходит. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых обозначает: первый (И) - индустриальное, второй - принадлежность к группе по назначению (Г - для гидравлических систем, Т - тяжелонагруженные узлы), третий -- принадлежность к группе но эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С -- масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д -- масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками), четвертый (число) -- класс кинематической вязкости.

С учетом контактного напряжения и окружной скорости следует,что кинематическая вязкость масла V=40 мм /с. Так как вязкость равна 50 мм² /с, то следует, что необходимо использовать марку масла «Индустриальное 45» ГОСТ 17017-51 в объеме 0,25 литров, для гидравлических систем, 46-класс кинематической точности. Так как редуктор двух ступенчатый, и окружная скорость 1 м/с, то достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени, и допустимый уровень погружения колес в масляную ванну: мм.

Доступ масла к подшипникам затруднен. Вследствие чего подшипники следует смазать пластичным смазочным материалом, ЦИАТИМ-203 8777-73 ГОСТ. Для того ,что бы избежать потерю масла в крышках подшипниках используют целевое уплотнение, а входном и выходном вале манжеты.

Заключение

В данной курсовой работе изложена методика расчёта и конструирования узлов и деталей машин.

В целом проведенная нами работа не прошла бесследна, в ходе работы мы ближе познакомились с внутренним устройством редуктора, основными его частями и научились рассчитывать их.

По заданной мощности, частоте вращения вала рабочей машины, передаточному числу редуктора, рассчитывали привод с цилиндрическим прямозубым редуктором. По каталогу принимали электродвигатель к редуктору. Затем произвели кинематический и силовой расчет привода. Выбрали материал для зубчатой передачи и рассчитали его на допускаемые контактные и изгибающие напряжения. Затем рассчитали плоскоременную передачу. После чего определили основные размеры и элементы корпуса.

В общем в цилиндрические редуктора на практике применяются чаще остальных из-за простоты устройства и ремонта.Им присуще также бесшумность в работе, плавность хода.К недостаткам можно отнести необходимость применения дорогих антифрикционных материалов.

Библиографический список

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978

2. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002

3. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.

5. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

6. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980..

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Высш. шк., 2005. -432 с.

Размещено на Allbest

...