Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

9

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине детали машин

Привод ленточного конвейера

1. Кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Требуемая мощность

N=P*V/з ,

где Р - окружное усилие на барабане, Р=185 кг;

V - скорость ленты конвейера, V=0,8 м/с;

з - общий к.п.д. привода

з = з_м² з_п³ з_з.п.³ ,

где з_м - потери в муфте; принимаем з_м = 0,99;

з_п - потери в подшипниках качения; принимаем з_п = 0,98;

з_з.п. - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи; принимаем з_з.п. = 0,98.

з = 0,99²*0,98³*0,98³=0,87

N=1850*0,8/0,87=1701 Вт=1,7 кВт.

1.1.2 Ориентировочное число оборотов двигателя

n_д=n_т*И^',

где п_т - число оборотов транспортёра

n_т=60V/рD=60*0,8/(3,14*0,3)=50,9 об/мин,

где D - диаметр барабана, D=300 мм;

И^' - ориентировочное передаточное отношение, И^'= И_з.п.²=4²=16.

n_д=50,9*16=814,4 об/мин.

1.1.3 Из полученных расчётов принимаем трёхфазный асинхронный электродвигатель 4А100L6, для которого:N_д=2,2 кВт, n^c_д=1000 об/мин, d₁=28 мм, l₁=60 мм, n_д=945 об/мин.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение

И= n_д/ n_т=945/50,9=18,6

И=И_б*И_т=18,6

И_б^'=И_т^'==4,3

Принимаем И_б^'=4,6, тогда И_т^'=18,6/4,6=4,04=4

1.3 Числа оборотов валов

n_д= n₁=945 (мин ^-1) - число оборотов входного (быстроходного) вала.

₂= n₁/ И_б=945/4,6=205,4 (мин ^-1);

n₃= n₂/ И_т=205,4/4,0=51,4 (мин ^-1);

щ₁=рn₁/30=(3,14*945)/30=98,9 (сек ^-1);

щ₂=рn₂/30=(3,14*205,4)/30=21,5 (сек ^-1);

щ₃=рn₃/30=(3,14*51,4)/30=5,4 (сек ^-1).

1.4 Вращающие моменты на валах.

N=T*щ

- на быстроходном валу:

T₁=(N₁/щ₁)* з_м* з_п=(1700/98,9)*0,99*0,98=16,7 Нм;

- на промежуточном валу:

T₂=Т₁*И_б* з_з.п* з_п=16,7*4,6*0,98*0,98=73,7 Нм;

- на тихоходном валу:

T₃=Т₂*И_т* з_з.п* з_п=73,7*4*0,98*0,98=283,1 Нм.

2. Допускаемое напряжение зубчатых колёс

2.1 Допускаемое контактное напряжение

Учитывая назначение привода, принимаем для всех шестерён хромистую сталь - сталь 40Х; термообработка до твёрдости НВ₁=290…310, принимаем НВ₁=300.

Для зубчатых колёс назначаем конструкционную сталь - сталь 40; термообработка до твёрдости НВ₂=270…290, принимаем НВ₂=280.

Расчёт допускаемых контактных напряжений.

а) Быстроходная ступень

ШЕСТЕРНЯ

[у]_H1=(у_HLim1/S_н)*К_HL1 ,

где у_HLim1= у_HО1 - предельное контактное напряжение, зависит от термообработки. При НВ<350:

у_HLim1=(1,8…2)НВ₁+(68…70)=2*НВ₁+70=670 МПа.

S_н=1,1 - коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.

К_HL - коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:

К_HL1=,

где Nно=4*10⁷ - базовое число циклов нагружения зуба;

Nн1 - действительное число циклов нагружения

Nн1=60*n₁*c₁*t*K_t,

где n₁ - число оборотов вала шестерни,

c₁= И_б=4,6 - число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

K_t - коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки

K_t=?[(М_i/M_ном)*t_i]=[(1.5*M_ном)/М_ном]*0,0004+ [(1*M_ном)/М_ном]*0,2+[(0,6*M_ном)/М_ном]*0,8=0,0006+0,2+0,16=0,3606;

K_t - коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки

K_t<1.

М_i=T_i - вращающий момент на соответствующем участке;

М_ном=Т_н - номинальный вращающий момент;

t - время действия момента на соответствующем участке.

t=5*365*24*0,29*0,8=10161,6 ч.

Nн1=60*945*4,6*10161,6*0,3606=96*10⁷

К_HL1==0,5886, принимаем К_HL1=1

[у]_H1=(671/1,1)*1=609 МПа.

КОЛЕСО

[у]_H2=(у_HLim2/S_н)*К_HL2

у_HLim1=(1,8…2)НВ₂+(68…70)=2*НВ₂+70=630 МПа

К_HL2==0,98, принимаем К_HL2=1.

Nн2=60*n₂*c₂*t*K_t,

где с₂=1 - число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;

n₂=205,4 (мин ^-1) - число оборотов вала колеса.

Nн2=60*205,4*1*10161,6*0,3606=4,5*10⁷

[у]_H2=(630/1,1)*1=573 МПа.

Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

[у]_Hр^б=(0,45…0,48) [у]_H1+[у]_H2=([у]_H1+[у]_H2)/2=(609+573)/2=591 МПа.

б) Тихоходная ступень.

ШЕСТЕРНЯ

[у]_H1=(у_HLim1/S_н)*К_HL1 ,

у_HLim1=670 МПа,

S_н=1,1.

К_HL1==0,778, принимаем К_HL1=1;

Nн1=60*n₂*c₁*t*K_t,

где c₁= И_т=4 - число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса.

Nн1=60*205,4*4*10161,6*0,3606=18*10⁷

[у]_H1=(670/1,1)*1=609 МПа.

КОЛЕСО

[у]_H2=(у_HLim2/S_н)*К_HL2

у_HLim1=(1,8…2)НВ₂+(68…70)=2*НВ₂+70=630 МПа

К_HL2==1,24.

Nн2=60*n₃*c₂*t*K_t,

где с₂=1 - число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;

n₂=51,4 (мин ^-1) - число оборотов вала колеса.

Nн2=60*51,4*1*10161,6*0,3606=1,1*10⁷

[у]_H2=(630/1,1)*1,24=710,2 МПа.

Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

[у]_Hр^т=(0,45…0,48) [у]_H1+[у]_H2=([у]_H1+[у]_H2)/2=(609+710,2)/2=657 МПа.

2.2. Допускаемое напряжение на изиб.

а) Быстроходная ступень.

ШЕСТЕРНЯ

[у]_F1=(у_FLim1/S_F)*К_FL1,

где у_FLim1= у_FО1 =1,8*НВ_i - предельное напряжение при изгибе при НВ<350.

у_FLim1=1,8*300=540 МПа;

S_F=1,75 - коэффициент безопасности при объёмной термообработке при НВ<350.

К_FL - коэффициент долговечности при изгибе

К_FL1=,

где N_FO=4*10⁶ - базовое число циклов нагружения зуба;

N_F1 - действительное число циклов нагружения

N_F1=60*n₁*c₁*t*K_t,

где n₁ - число оборотов вала шестерни, n₁=945 (мин ^-1);

c₁= И_б=4,6 - число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;

K_t =0,3606;

t =10161,6 ч.

N_F1=60*945*4,6*10161,6*0,3606=655*10⁶

К_FL1==0,4, принимаем К_FL1=1

[у]_F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.

КОЛЕСО

НВ₂=280.

с₂=1 - число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;

n₂=205,4 (мин ^-1) - число оборотов колеса на промежуточном валу.

N_F2=60*205,4*1*10161,6*0,3606=45,2*10⁶

К_FL2==0,66, принимаем К_FL2=1;

у_FLim2=1,8*280=504 МПа

[у]_F2=(504/1,75)*1=288 МПа.

Расчётное допускаемое напряжение на изгиб быстроходной ступени:

[у]_Fр^б =([у]_F1+[у]_F2)/2=(308,6+288)/2=298 МПа.

б) Тихоходная ступень.

ШЕСТЕРНЯ

НВ₁=300

n₂=205,4 (мин ^-1) - число оборотов шестерни на промежуточном валу;

с₁= И_т=4 - передаточное отношение в тихоходной ступени.

N_F1=60*205,4*4*10161,6*0,3606=180*10⁶

К_FL1==0,53, принимаем К_FL1=1;

у_FLim1=1,8*300=540 МПа;

[у]_F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.

КОЛЕСО

НВ₂=280

N₃=51,4 (мин ^-1) - число оборотов вала колеса на тихоходной ступени;

с₁= 1 - число зацепления зуба колеса за один оборот колеса.

N_F2=60*51,4*1*10161,6*0,3606=11,3*10⁶

К_FL2==0,84, принимаем К_FL2=1;

у_FLim2=1,8*280=504 МПа;

[у]_F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.

Расчётное допускаемое напряжение на изгиб тихоходной ступени:

[у]_Fр^т =([у]_F1+[у]_F2)/2=(308,6+288)/2=298 МПа.

электродвигатель зубчатая передача редуктор

3. Проектный расчёт зубчатых передач

3.1 Тихоходная ступень

- Межосевое расстояние

а_W=(И+1)*,

где ш_ва=в₂/ а_W=0,25…0,5 - коэффициент относительной ширины колеса к межосевому расстоянию; принимаем для симметричного расположения колёс ш_ва0,315;

К_Н=f(НВ) - коэффициент нагрузки, зависит от термообработки, К_Н=1,1…1,43, принимаем К_Н=1,3;

К^'_а=310 (для прямозубых передач).

а_W=(4+1)*=135 мм.

- модуль зацепления

m_n=(0,01…0,02) а_W=(1,36…2,72), принимаем стандартное значение: m_n=2 мм.

- суммарное число зубьев

Z_У=(2*а_W)/m=(2*135)/2=135

- числа зубьев шестерни и колеса

Z₁= Z_У/(И+1)=135/(4+1)=27;

Z₂= Z_У- Z₁=135-27=108

- фактическое передаточное число

И_Ф= Z₂/ Z₁=108/27=4

- делительные диаметры колёс:

а)шестерни

d₁= m*Z₁=2*27=54 мм;

б) колеса

d₂= m*Z₂=2*108=216 мм.

- диаметры по выступам:

а)шестерни

d_а1= m(Z₁+2)=2(27+2)=58 мм;

б)колеса

dа₂= m(Z₂+2)=2(108+2)=216 мм.

- диаметры по впадинам:

а)шестерни

d_f1= m(Z₁-2,5)=2(27-2,5)=49 мм;

б) колеса

d_f2= m(Z₂-2,5)=2(108-2,5)=211 мм.

- уточнённое межосевое расстояние

а_W= (d₁+ d₂)/2=(54+216)/2=135 мм.

- ширина зубчатого колеса

в₂= ш_ва* а_W=0,315*135=42,5 мм, принимаем в₂=43 мм.

- ширина шестерни

в₁=(2…5)+ в₂=48 мм.

- усилия в зацеплении:

а) шестерни:

- окружное усилие

F_t1=2*T₂/d₁=2*73,7*10³/54=2730 Н=2,7 кН;

- радиальное усилие

F_r1= F_t1*tgб=2730*tg20^o=994 H,

где б - угол зацепления, б=20^о.

- осевое усилие

F_а1=0 (т.к. передача прямозубая)

а) колеса:

- окружное усилие

F_t2=2*T₃/d₂=2*283,1*10³/216=2621 Н=2,6 кН;

- радиальное усилие

F_r2= F_t2*tgб=2621*tg20^o=954 H,

где б - угол зацепления, б=20^о.

- осевое усилие

F_а1=0 (т.к. передача прямозубая);

- скорость

V₁=V₂=(щ₂* d₁)/2=(21,5*54)/2*10³=0,58 м/с;

принимаем 8-ой класс точности.

Проверочный расчёт.

Расчётное контактное напряжение

у_{н.действ}=(Z_б/ а_W)*? [у]_H,

где Z_б=9600 - для прямозубых передач;

И_ф - фактическое передаточное число

у_{н.действ}=(9600/ 135)*=593 МПа,

что ?[у]_H=657 Мпа.

Т.к. расчётное напряжение у_н меньше допускаемого [у]_H в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Расчётное напряжение на изгиб

а) в зубьях колеса

у_F2=( К_F2* F_t2*Y_FS2)/в₂*m?[у]_F2,

где Y_FS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от числа зубьев, Y_FS2=3,59 (для Z₂=108 и X=0); X - коэффициент смещения инструмента;

К_F - коэффициент нагрузки

К_F= К_FV*К_Fв*К_Fб,

где К_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, К_FV=1,3;

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

К_Fв=0,18+0,82* К_Нв⁰, К_Нв⁰=1,12, тогда

К_Fв=0,18+0,82* 1,12=1,1

К_Fб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

К_Fб= К_Нб⁰=1+А(n_ct-5)=1+0.25(8-5)=1,75

А=0,25 (при НВ?350)

n_ст - степень точности, n=8.

К_F=1,3*1,1*1,75=2,5

у_F2=(2,5*2621*3,59)/(43*2)=274 МПа, что ?[у]_F2=288 МПа.

б) в зубьях шестерни

у_F1= (у_F2* Y_FS1)/ Y_FS2?[у]_F1

у_F1=(274*3,91)/3,59=298 МПа, что ?[у]_F=308,6 Мпа

3.2 Быстроходная ступень

- Межосевое расстояние

а_W=(И+1)*,

а_W=(4,6+1)*=85 мм.

- модуль зацепления

m_n=(0,01…0,02)*а_W=(0,85…1,7) мм,

принимаем стандартное значение: m_n=1 мм.

- числа зубьев шестерни и колеса

Z₁=(2*а_W*соs10^o)/(И+1)*m_n=(2*85*cos10^o)/(4,6+1)*1=29,1,

принимаем Z₁=30;

- угол наклона зубьев, примем ориентировочно в=10⁰.

Z₂=Z₁*И=30*4,6=137,7, примем Z₂=138.

- фактическое передаточное число

И_Ф= Z₂/ Z₁=138/30=4,6.

- уточняем в

cоsв^'=(Z₁+Z₂)*m_n/2* а_W=(30+138)*1/(2*85)=0,9233, принимаем в^'=8⁰.

- делительные диаметры колёс:

а)шестерни

d₁= m*Z₁=1*30=30 мм;

б) колеса

d₂= m*Z₂=1*138=138 мм.

- диаметры по выступам:

а)шестерни

d_а1= m(Z₁+2)=1(30+2)=32 мм;

б)колеса

dа₂= m(Z₂+2)=1(138+2)=140 мм.

- диаметры по впадинам:

а)шестерни

d_f1= m(Z₁-2,5)=1(30-2,5)=27,5 мм.

Б)колеса

d_f2= m(Z₂-2,5)=1(138-2,5)=135,5 мм.

уточнённое межосевое расстояние

а_W= (d₁+ d₂)/2=(30+138)/2=84 мм.

- ширина зубчатого колеса

в₂= ш_ва* а_W=0,3*84=25,2 мм, принимаем в₂=26 мм.

- ширина шестерни

в₁=(2…5)+ в₂=30 мм.

- усилия в зацеплении:

а)шестерни:

- окружное усилие

F_t1=2*(T₁/2)/d₁=2*(16,7/2)*10³/30=556,6 Н

- радиальное усилие

F_r1= F_t1*tgб=556,6*tg20^o/cos8^o=205 H,

где б - угол зацепления, б=20^о.

- осевое усилие

F_а1= F_t1*tgв=556,6*tg8⁰=78,2 Н

а) колеса:

- окружное усилие

F_t2=2*(T₂/2)/d₂=2*73,7/2*10³/138=534 Н;

- радиальное усилие

F_r2= F_t2*tgб/соsв=534*tg20^o/cos8⁰=196 H,

где б - угол зацепления, б=20^о.

- осевое усилие

F_а2= F_t2*tgв=534*tg8⁰=75 Н.

- скорость

V₁=V₂=(щ₁* d₁)/2=(98,9*33)/2*10³=1,63 м/с;

принимаем 8-ой класс точности.

Проверочный расчёт.

Расчётное контактное напряжение

у_{н.действ}=(Z_б/ а_W)*? [у]_H,

где Z_б=8400 - для косозубых передач;

И_ф - фактическое передаточное число

у_{н.действ}=(8400/ 85)*=588 Мпа,

что ?[у]_H=591 Мпа.

Т.к. расчётное напряжение у_н меньше допускаемого [у]_H в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Расчётное напряжение на изгиб

а) в зубьях колеса

у_F2=( К_F2* F_t2*Y_FS2*Y_в*Y_е)/в₂*m?[у]_F2,

где Y_FS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от числа зубьев, Y_FS2=3,59 (для Z₂=108 и X=0); X - коэффициент смещения инструмента;

К_F - коэффициент нагрузки

К_F= К_FV*К_Fв*К_Fб,

где К_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, К_FV=1,3;

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

К_Fв=0,18+0,82* К_Нв⁰, К_Нв⁰=1,12, тогда

К_Fв=0,18+0,82* 1,12=1,1

К_Fб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

К_Fб= К_Нб⁰=1+А(n_ct-5)=1+0,25(8-5)=1,75

А=0,25 (при НВ?350)

n_ст - степень точности, n=8.

К_F=1,3*1,1*1,75=2,5

Y_в - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче:

Y_в=1-(в/100)=1-(8/100)=0,92;

Y_е=0,65 (для косозубых передач)

у_F2=(2,5*625*3,59*0,92*0,65)/(30*1)=167,7 Мпа, что ?[у]_F2=288 Мпа.

Б) в зубьях шестерни

у_F1= (у_F2* Y_FS1)/ Y_FS2?[у]_F1

у_F1=(167,7*3,91)/3,59=182,6 Мпа, что ?[у]_F=308,6 Мпа.

Условия прочности выполнены.

4. Расчёт элементов корпуса редуктора

При нестандартном изготовлении корпуса принимаем:

- материал корпуса - серый чугун СЧ18 ГОСТ 1412-81;

- отливка в песчано-глинястую форму;

- толщина стенок д

д=0,03* а_W+5=0,03*135+5=9,14 мм;

Учитывая технологию изготовления, принимаем д=10 мм.

- толщина рёбер жёсткости д_р

д_р=0,8* д=0,8*10=8 мм;

- толщина соединительного фланца д_Ф

д_Ф=1,2* д=1,2*10=12 мм;

- толщина фундаментного фланца д_Ф^'

д_Ф^'=1,5*д=1,5*10=15 мм;

- диаметр фундаментных болтов d_бф

d_бф=0,03*а_W+(10…12)=14,05…16,05 мм, принимаем d_бф=М16;

- диаметр подшипниковых болтов d_бп

d_бп=(0,7…0,75)*d_бФ=11,2…12 мм, принимаем d_бп=М12;

- диаметр соединительных болтов d_б

d_б=(0,5…0,6)*d_бФ=8…9,6 мм, принимаем d_б=М10;

Для упрощения технологии изготовления и сборки, принимаем d_бп=d_б=М12;

- ширина соединительного фланца в₁

в₁?2,2*d_б=2,2*16=26,4 мм, принимаем в₁=27 мм;

- ширина фундаментного фланца в_ф

в_ф=2,2*d_бФ=2,2*16=35,2 мм,

принимаем в_ф=36 мм;

- размеры бабышек

а) диаметр бабышки d₀

d₀=2*d_б=2*12=24 мм;

б) толщина бабышки h₀

h₀=1 мм;

- диаметр фиксирующих штифтов d_ш

d_ш=(0,7…0,8)*d_б=8,4…9,6 мм, принимаем d_ш=8 мм.

5. Проектный расчёт валов

5.1 Тихоходный вал

Принимаем материал валов - конструкционная сталь 35, термообработка до НВ 300; для которого [ф]=20 МПа.

- Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:

ф=М_кр/W_р?[ ф], [Н/мм²],

М_кр=Т₃, W_р=рd³/16.

d===41,6 мм,

принимаем d=42 мм.

- диаметр под подшипниками

d_п=d+(2…5)=44…47 мм, принимаем d_п=45 мм.

- диаметр под колесом

D_к=d_п+(2…5)=47…50 мм, принимаем d_к=50 мм.

- линейные размеры

l₁=1,5d=1,5*42=63 мм;

=10 мм - зазор между вращающимися неподвижными деталями;

l₂=29 мм - толщина сквозной подшипниковой крышки;

в₂=70 мм - длина ступицы колеса;

l₃=50 мм - расстояние от ступицы зубчатого колеса до противоположной стенки.

5.2 Промежуточный вал

- Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:

d_п===26,6 мм,

принимаем d=30 мм.

- диаметр под колесами

d_к=d_п+(2…5)=32…35 мм,

принимаем d_к=34 мм.

- линейные размеры

Д=10 мм - зазор между вращающимися неподвижными деталями;

l_cт=40 мм - длина ступицы колес:

l₂=26 мм - толщина глухих подшипниковых крышек;

в₁=48 мм - ширина шистерни;

l₃=13 мм.

5.3 Быстроходный вал

- Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:

d===19,6 мм,

принимаем d=20 мм.

- диаметр под подшипниками

d_п=d+(2…5)=22…25 мм,

принимаем d_п=25 мм.

- принимаем d₂=28 мм.

- линейные размеры

l₁=1,5d=1,5*20=30 мм;

l₂=20 мм - толщина сквозной подшипниковой крышки;

l₃=13 мм.

5.4 Предварительный выбор подшипников

Для всех валов выбираем шариковые радиальные подшипника средней серии.

Валы	Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	R, мм	C, кН	С0, кН
Тихоходный	309	45	100	25	2,5	37,1	26,2
Промежуточный	306	30	72	19	2,0	17,3	11,4
Быстроходный	305	25	62	17	2,0	17,3	11,4

6. Уточнённый расчёт тихоходного вала

Исходные данные:

F_t=2621 H; F_r=954 Н: F_м=0,2 F_t=0,2*2621=524,2 Н - усилие от неточности установки муфты.

1. Находим реакции в опорах

Ух=0=-А_х, А_х=0

1.1 Рассмотрим плоскость хоz:

УМ^А_у=0= F_r*в+В_z*2в, В_z=-( F_r*в)/2в=-477 Н.

УМ^Б_у=0=А_z*2в+ F_r*в, А_z= -F_r/2=-477 Н.

Проверка:

Уz=0= А_z+ F_r+ В_z,

-477+954-477=0,0=0.

1.2 Рассмотрим плоскость уоz:

УМ^А_z=0= F_м*а- F_t*в-В_у*2в, В_у=( F_м*а- F_t*в)/2в=(524,2*83-2621*109)/2*109=-1110,9 Н.

УМ^Б_z=0= F_м(а+2в)+А_у*2в+ F_t*в, А_у=-(( F_м(а+2в)+ F_t*в)/2 в)=-2034,3 Н.

Проверка:

Уу=0= А_у+ F_м+ В_у+ F_t

524,2+(-2034,3)+2621+(-1110,9)=0, 0=0.

2. Строим эпюры моментов

2.1. Проверка правильности построения эпюры:

|А_z*2в|-|В_z*c|=0.

2.2.Определяем опасное сечение

М_и^кол===131 кН/мм.

Сравнивая величины М_изг, определяем, что опасным является сечение под колесом.

3. Выполняем уточнённый расчёт.

3.1.Коэффициент запаса прочности

п=п_у*п_ф/,

где п_у,п_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_к=50 мм) среднее значение у_В=780 МПа.

3.2. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1?0,43*у_В=0,43*780=335 МПа.

3.3. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф_-1=0,55*у_-1=0,55*335=184 МПа.

п_у= у_-1/((К_у/е_у*в)*у_а+ш_у*у_m);

п_ф= у_-1/((К_ф/е_ф*в)*ф_а+ш_ф*ф_m);

где К_у, К_ф - коэффициенты концентрации напряжений, зависит от вида концинтратора.

К_у=1,75; К_ф=1,6.

е_у - масштабный фактор для нормальных напряжений; е_у=0,82;

е_ф - масштабный фактор для касательных напряжений; е_ф=0,7;

ш_у =0,2; ш_ф=0,1.

Т.к. осевая нагрузка F_a отсутствует, то у_m (среднее напряжение цикла нормальных напряжений) равно 0.

3.4. Крутящий момент

М_кр=283,1*10³ Н*мм.

3.5.Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_z=121*10³ Н*мм.

3.6.Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_у=52*10³ Н*мм.

3.7.Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

М_и^кол=131 кН/мм.

3.8.Момент сопротивления кручению (d=50 мм, в=14 мм, t₁=5,5 мм)

W_{к нетто}=рd³/16-вt₁(d- t₁)²/2d=3,14*50²/16-14,55(50-5,5)²/2*50=23*10³ мм³.

3.9.Момент сопротивления изгибу

W_нетто=рd³/32-вt₁(d- t₁)²/2d=3,14*50²/32-14,55(50-5,5)²/2*50=10,7*10³ мм³.

3.10.Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_а=ф_m=М_кр/2W_{к нетто}=283,1*10³/2*23*10³=6,15 МПа.

3.11.Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_а= М_и^кол/ W_нетто=131*10³/10,7*10³=12,2 МПа, у_m=0.

3.12.Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

п_у=335/((1,75/0,82)*12,2)?12,8 МПа.

3.13.Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

п_ф=184/((1,6/0,7)*6,15+0,1*6,15)?12,5 МПа.

3.14.Результирующий коэффициент запаса прочности для опасного сечения

п=(12,8*12,5)/=8,1

п > [п]=1,5.

7. Уточнённый расчёт подшипников тихоходного вала

Из предыдущих расчётов имеем:

F_t=2621 H; F_r=954 Н; l₁=83 мм; l₂=109 мм.

1. Находим реакции в опорах

- в плоскости ух:

R_y1=R_y2=F_t/2=2621/2=1310,5 Н.

- в плоскости zх:

R_z1=R_z2=(1/2l₂)*F_r*l₂= F_r/2=954/2=477 Н.

Проверка:

R_z1+R_z2-F_r=0

477+477-954=0

2. Находим суммарные реакции

P_r1=Н;

P_r2=Н.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 309, для которых:

d=45 мм, D=100 мм, В=25 мм, С=37,1 кН, С_о=26,2 кН.

3. Определяем эквивалентную нагрузку

_э=ХVP_r1*K_б*К_т,

где P_r1=1395 Н - радиальная нагрузка,

K_б=1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров,

V=1, К_т=1 (опр. по табл.), Х=0,56.

Р_э=0,56*1*1395*1*1=781,2 Н.

4. Определяем расчётную долговечность, в млн.об.

L=(C/P_э)³=(37,1*10³/781,2)³=107111 млн.об.

5. Определяем расчётную долговечность, в часах

L_h=(L*10⁶)/(60*n₃)=(107111*10⁶)/(60*51,4)=347*10³ ч.

8. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Выбираем для всех валов шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 40 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

у^max_см==120 Мпа (при стальной ступице).

8.1 Тихоходный вал

а) d=42 мм, в?h =12?8 мм, t=5мм, длина шпонки l=56 мм (при l₁=63 мм), момент на валу

Т₃=283,1 Нм.

у_см= что<[ у_см].

б) d=50 мм, в?h =14?9 мм, t=5,5мм, длина шпонки l=63 мм (при l_ст=70 мм), момент на валу

Т₃=283,1 Нм.

у_см= что<[ у_см].

8.2 Промежуточный вал

d=34 мм, в?h =10?8 мм, t=5мм, длина шпонки l=36 мм (при l₁=40 мм), момент на валу Т₂=73,7 Нм.

у_см= что<[ у_см].

8.3 Быстроходный вал

d=16 мм, в?h =5?5 мм, t=3мм, длина шпонки l=25 мм (при l₁=30 мм), момент на валу Т₁=16,7 Нм.

у_см= что<[ у_см].

9. Выбор и расчёт муфт

Т.к. соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то применяем жёсткие муфты фланцевые.

Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента:

М_р=к*М_ном?[М],

где к - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортёров к=1,25…1,50, принимаем к=1,3;

а)для муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом (d=20 мм)

М_р=1,3*16,7=21,7 Нм, что ?[М]=31,5 Нм;

б)для муфты, соединяющей тихоходный вал с приводным валом (d=42 мм)

М_р=1,3*283,1=368 Нм, что ?[М]=400 Нм.

Проверочный расчёт болтовых соединений фланцевых муфт.

При проверочном расчёте болтовых соединений фланцевых муфт учитываем, что половина общего числа болтов ставится в отверстие без зазора, поэтому достаточно проверить только их на срез; условие прочности:

ф=,

где Р_Р=2М_Р/(D_o*z₁) - окружная сила, приходящаяся на 1 болт;

D_o - диаметр окружности расположения болтов,

z₁ - число болтов, проставленных без зазора.

а) для муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом (d=20 мм)

Р_Р=2*21,7/(70*10^-3*4)=155 Н,

ф=155/(3,14*(20*10^-3)²/4)=11,2 Нм, что ? [ф]=20 Нм.

б) для муфты, соединяющей тихоходный вал с приводным валом (d=42 мм)

Р_Р=2*368/(100*10^-3*5)=1352 Н,

ф=1352/(3,14*(42*10^-3)²/4)=14,6 Нм, что ? [ф]=20 Нм.

10. Выбор сорта масла, расчёт количества

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

1.Определяем объём масляной ванны

V=0,25*N,

где N - передаваемая мощность, N=2,2 кВт

V=0,25*2,2=0,55 дм³.

2.Устанавливаем вязкость масла по табл. При контактных напряжениях [у]_H1=609 МПа и скорости V=0,58 м/с рекомендуемая вязкость масла 28*10^-6м²/с.

3.По табл. принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Сборка редуктора

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100^оС;

в промежуточный вал закладывают шпонки 10?8?36 и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурты вала, затем надевают распорную втулку, мажеудерживающие кольца и устанавлавают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

в ведомый вал закладывают шпонку 14?9?63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мажеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные узлы 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список используемой литературы

[1]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 1.

А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик и др. Минск «Вышэйшая школа», 1982.

[2]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 2.

А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик и др. Минск «Вышэйшая школа», 1982.

[3]. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.

М. «Высшая школа», 2001.

[4]. М.И. Анфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. Издание 3-е,

переработанное и дополненное. М. «Машиностроение», 1972

[5]. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных ВУЗов. М., «Высшая школа», 1975.

Размещено на Allbest.ru