Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГБОУ ВПО «Алтайский Государственный Технический Университет

им. И.И. Ползунова»

Факультет инновационных технологий машиностроения

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Привод ленточного конвейера

Борзенков А.

Барнаул 2014

Содержание

Введение

Техническое задание

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Определение требуемая мощность

1.1.2 Определение требуемой частоты вращения

1.1.3 Выбор стандартного электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел передач

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей

1.2.2 Передаточное число редуктора

1.2.3 Выбор стандартного передаточного числа редуктора

1.2.4 Уточнение передаточного числа редуктора

1.3 Определение частоты вращения, мощности, вращающего момента на валах привода

1.3.1 Частота вращения

1.3.2 Мощность

1.3.3 Вращающий момент

2. Расчет зубчатой конической передачи

2.1 Исходные данные

2.2 Выбор материала зубчатых колес

2.3 Проектировочный расчет передачи

2.3.1 Определение допускаемых напряжений

2.3.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3.2 Диаметр внешней делительной окружности

2.3.3 Модуль зубчатых колес

2.3.4 Определение основных размеров передачи

2.4 Проверочный расчет передачи на прочность

2.4.1 Расчет на прочность по контактным напряжениям

2.4.2 Расчет на прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба

2.5 Силы в зацеплении

3. Расчет цепной передачи

4. Выбор стандартного редуктора в привод

5. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Конструирование валов

5.2 Конструирование подшипниковых узлов

5.3 Конструирование зубчатых колес

5.4 Конструирование корпусных деталей

6. Расчет и проектирование шпоночных соединений

7. Расчет тихоходного вала редуктора на прочность

7.1 Определение реакций в опорах

7.2 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала

7.3 Определение напряжений в опасных сечениях

7.4 Расчет на сопротивление усталости

7.5 Расчет на статическую прочность

8. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

8.1 Исходные данные

8.2 Расчетная схема

9. Выбор и расчет муфт привода

10. Выбор посадок сопряжений

11. Вопросы смазки и техники безопасности

Литература

Введение

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. В приводе происходит преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В соответствии с техническим заданием на проектирование разрабатывается привод ленточного конвейера. В кинематической схеме привода электродвигатель соединяется с редуктором муфтой упругой, редуктор с валом машины цепной передачей. Схема редуктора - конический одноступенчатый с горизонтальным расположением осей валов.

Исходные данные: F = 1,5кН- окружная сила на барабане; V = 2,0 м/с -скорость движения ленты конвейера; D = 300 мм - диаметр барабана.

Ленточный конвейер относится к машинам непрерывного транспорта и предназначен для перемещения насыпных и штучных грузов. Во время эксплуатации вал машины нагружен мало изменяющейся нагрузкой, реверсивность (смена направления) которой не предполагается. Режим нагружения привода легкий.

Заданы срок службы привода L=4 лет, коэффициенты суточной (К_с=0,5) и годовой (К_Г=0,6) загрузки, массовый объем производства.

редуктор напряжение электродвигатель зубчатый

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя

1) Потребляемая мощность (для приводного вала машины)

2) КПД общий с учетом кинематических пар и механизмов для проектируемого привода

По таблице 1 выбираем:

1.1.2 Требуемая частота вращения вала двигателя

1) Частота вращения привода вала (вала машины):

2) Ожидаемое общее передаточное число с учетом передач для проектирования привода:

- передаточное число конического редуктора;

- передаточное число цепной передачи.

По таблице 2 выбираем: =(1,5…4).

Минимальное и максимальное общее передаточное число:

Тогда минимальная и максимальная требуемая частота вращения вала двигателя:

1.1.3 Выбор стандартного электродвигателя

Выбираем электродвигатель по таблице 3.1 с учетом условий: мощность ближайшего двигателя - ; по диапазону частоты вращения подходят несколько двигателей.Предварительно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:

Таблица 1.1

Тип двигателя	Мощность	Частота вращения ,	Отношение	Диаметр вала мм
АИР 100L4	4	1410	2,2	28
АИР 112MB6	4	950	2,2	32

1.2 Определяем передаточные числа передач привода

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

Двигатель - АИР 112М2

Двигатель - АИР 132S2

1.2.2 Передаточное число редуктора

Передаточное число редуктора определяем с учетов передаточного числа цепной передачи, которое предварительно принимаем -

Двигатель АИР 100L4:

Двигатель АИР 112MB6:

Результатов расчетов заносим в таблицу:

Таблица 1.2

Двигатель		,		при
АИР 100L4	4	1410	11,08	5,53	4,43	3,51
АИР 112MB6	4	950	7,46	3,73	2,98	2,37

В диапазон рекомендуемых передаточных чисел не входят значения: ,

1.2.3 Выбор стандартного передаточного числа редуктора

Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного по таблице 6 - .

1.2.4 Уточнение передаточного числа цепной передачи

С учетом стандартного значения уточняем передаточное число цепной передачи:

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода

По формулам таблицы 8:

1.3.1 Частота вращения

1) Вал электродвигателя:

2) Быстроходный вал редуктора:

3) Тихоходный вал редуктора:

4) Вал машины (приводной вал):

Полученное расчетное значение частоты практически совпадает, с учетом погрешностей вычислений, с величиной , которую определяли выше по исходным данным.

1.3.2 Мощность

1) Вал электродвигателя

2) Быстроходный вал редуктора:

3) Тихоходный вал редуктора:

4) Вал машины (приводной вал):

Полученное расчетное значение мощности п совпадает, с учетом погрешностей вычислений, с величиной потребляемой мощности , которую определяли выше по исходным данным.

1.3.3 Вращающие моменты

1) Вал электродвигателя

2) Быстроходный вал редуктора

3) Тихоходный вал редуктора

4) Вал машины (приводной вал)

Таблица 1.3

Электродвигатель: ; .	Передаточные числа:;.
Вал привода	Частота вращения n,	Мощность Р, кВт	Вращающий момент Т, Нм
Вал двигателя	950	3,43	34,5
Быстроходный вал редуктора	950	3,4	34,16
Тихоходный вал редуктора	267,61	3,26	116,42
Вал машины	127,43	3	225,09

2. Расчет зубчатой конической передачи

2.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета определяем на основе данных технологического задания и результатов кинематического расчета привода.

1) Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число u=3,55; б) частота вращения шестерни n₁=n_Б=950мин^-1; в) вращающий момент шестерни Т₁=Т_Б=34,16Нм ; 2) Сведения о передачи: с прямым зубом; 3) Срок службы L_h в часах: L_h=L*365*K_г*24*К_с=4*365*0,6*24*0,5=10512 (по заданию L=4 лет, К_с =0,5 K_г=0,6) ; 4) Режим работы: легкий(Л); 5) Объём производства Q -массовое.

2.2 Выбор материала твердости колес

Согласно рекомендациям таблиц для прямозубой передачи при массовом объёме производства и вращающем моменте Т₁ <50 Нм выбираем вариант №3 материала колес передачи:

Таблица 2.1

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная	?Т,МПа
Шестерня	40Х	Улучшение	H1=285 HB	750
Колесо	40Х	Улучшение	H2=250 HB	640

2.2 Проектировочный расчет

1) Ориентировочное значение диаметра внешней делительной окружности колеса по (46):



где значения коэффициентов выбираем по таблице 29 (при твердости колес Н₁?350 НВ и H₂ ?350 HB ): К=30; ?_Н-коэффициент: для прямозубых конических передач принимают ?_Н=0,85

Окружную скорость передачи определяем по формуле (47):

2) Степень точности передачи выбираем по таблице 13. Так как передача с прямым зубом и производство массовое,то принимаем степень точности n_CT=n_CT^табл=8.

2.3.1 Определение допускаемых напряжений

2.3.1.1 Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1) Пределы контактной выносливости колес передачи по таблице 14:

2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 14: S_H1=1.1; S_H2=1.1.

3) Для расчета по (16) коэффициентов долговечности определяем: а) по таблице 15 базовое число циклов напряжений:

б) по формуле (17) эквивалентное число циклов нагружения:

где коэффициент эквивалентности для легкого режима µ_Н=0,125 (таблица 16).

Коэффициенты долговечности

Т.к. по условию (16) Z_N?1, то принимаем Z_N1=Z_N2=1.

4) Коэффициенты шероховатости по таблице 17: Z_R1=Z_R2=0.95.

5) Коэффициенты окружной скорости по таблице 17:Z_V1=Z_V2=1.0.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по (15):

Для расчета конической передачи с прямым зубом определяем по (19) допускаемое контактное напряжение

,где наименьшая из и

2.3.1.2 Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

Пределы выносливости зубьев колес при изгибе по таблице 18:

[?]F lim1=1,75* ННВ=1,75*285=498,75 МПа.; [?]F lim2=1,75* ННВ=1,75*250=437,5 МПа.

2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 18: S_F1=1.7 ;S_F2=1.7.

3) Для расчета по (22) коэффициентов долговечности определяем: а) по таблице 18 показатели степени кривой усталости: q1=6 ; q2=6;

б) по (23) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

где коэффициент эквивалентности для легкого режима работы µ_F1 =0.038,µ_F2=0.038 (таблица 16)

Коэффициент долговечности шестерни и колеса с учетом условия (22) принимаем Y_N1=Y_N2=1,так как N_EF>4*10⁶.

4) Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем

Y_R1= Y_R2=1 (полагая, что Rz<40 мкм)

5) Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Y_A=1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба по (21):

2.3.2 Внешний делительный диаметр колеса

Для расчета делительного диаметра колеса определяем:

Коэффициент внутренней динамики нагружения по таблице 20: KHV=1.12 (для прямозубых колес с n CT=8 (принимаем n CT=9 на одну грубее ), Vm=2.87 м/с; значение получаем интерполированием).

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы по таблице 21: K0Hв=1.19 (значение получаем интерполированием);при этом вычисляем по формуле (50)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки для колес с прямым зубом

Внешний делительный диаметр колеса по формуле (49)

мм.

Расчетное значение округляем по таблице 23,принимаем d_e2=250 мм.

2.3.3 Модуль зубчатых колес

Для расчета внешнего торцового модуля m_e определяем:

1) Коэффициент ?_F для колес с прямым зубом выбирают по таблице 29:

2) Коэффициент внутренней динамики нагружения по таблице 24: K_FV=1.33 (для прямозубых колес с n_CT=8, V_m=2,87 м/с; значение получаем интерполированием).

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца для колес с прямым зубом по формуле (34)



1) Ширина зубчатого венца колеса b=0.285•R_e=0.285•129,88=37,016 мм, где предварительное значение внешнего конусного расстояния

Расчетное значение округляем по таблице 23,принимаем b =38 мм.

Внешний торцовый модуль m_e по формуле (51)

где [у]_F=257,4 МПа -минимальное допускаемое напряжение изгиба. Принимаем =2,0мм

2.3.4 Определение основных размеров передачи

1) Число зубьев колес

Число зубьев шестерни и колеса конической передачи

Фактическое передаточное число передачи

uф=Z2/Z1=125/35=3,571.

Значение uф отличается от номинального u на 0,59% (допускается 4%).

Для дальнейших расчетов принимаем передаточное число u=uф=3,571.

Углы делительных конусов.

Углы делительных конусов колес передачи:

шестерни- д1=arctg(1/uф)=arctg(1/3,571)=15,6440;

колеса-д2=900-д1=90-15,644=74,3560.

Коэффициент радиального смещения для шестерни

где угол наклона средней линии зуба для колес с круговым зубом принимаем в=0⁰. Коэффициент радиального смещения для колеса x₂=-x₁=-0.3114.

1) Внешнее конусное расстояние

2) Основные диаметры колес передачи.

Диаметры шестерни и колеса передачи по формулам таблицы 30:

а) делительный

б) вершин зуба

в) впадин зуба

г) средний делительный

2.4 Проверочный расчет передачи

2.4.1 Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения определяем по формуле (54):

Контактная прочность обеспечена ?_H=442.98 МПа?[?]_Н=492,272МПа,недогрузка составляет 11%,что допускается.

2.4.2 Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем:

1) Эквивалентное число зубьем колес:

2) Коэффициенты формы зуба по таблице 27:

Напряжение изгиба для зубьев колеса и шестерни по (56):

Прочность зубьев на изгибе обеспечена: у_F2=109.9 МПа?[ у]_F2=257,4 МПа ; у _F1=113.5 МПа?[ у]_F1=293,4 МПа.

2.4.3 Расчет на прочность при действии максимальных пиковых нагрузок

Проверяем условие прочности (44) по максимальным контактным напряжениям:

где [у]_max=2.8•640=1792 МПа-допустимые максимальные напряжения для зубьев колеса (у _Т=640 МПа предел текучести).

Проверяем условие прочности(45) по максимальным напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса:

Допускаемые напряжения изгиба:

где Y_max1-2=4 (термообработка улучшение)-максимально возможный коэффициент долговечности; K_S=1.2-коэффициент частоты приложения пиковой нагрузки при единичных нагрузках.

2.5 Силы в зацеплении

Определяем силы в зацеплении по формулам таблицы 31:

1) Окружная сила:

2) Радиальная сила на шестерне

3) Осевая сила на шестерне

Примечание: Силы на колесе соответственно равны Fr2=FFa1 ; Fa2=Fr1. Для прямозубых передач б=20°.

3. Расчет и проектирование цепной передачи

Исходные данные:

1) Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число U_цеп=2,1; б) частота вращения ведущей звездочки n₁=n_т=267.61 мин^-1;

в) вращающий момент ведущей звездочки Т₁=Т_Т=116,42 Нм;

2) Режим работы: средний (Л);

Динамичность нагрузки: спокойная безударная;

3) Количество смен работы: двусменная работа при коэффициенте суточного использования К_с=0,5

4) Способ смазывания: периодический К_с=1,5; Режим работы: двусменный К_р=1,25; Положение передачи: наклон линии центров звездочек к горизонту, град (и?45^о): К_и=1,0; Регулировка натяжения: периодическая К_рег=1,25; Динамичность нагрузки: равномерная К_д=1,0;

Расчет передачи с роликовой цепью:

1. Число зубьев звездочек [4]

Z_1min?13; Принимаем=25;

Принимаем

2. Фактическое передаточное число [4]

Отклонение фактического передаточного числа от заданного составляет 0.95%, что в пределах нормы.

Допускаемое давление в шарнирах цепи

Коэффициент рядности цепи m: 1ПР - m=1

Коэффициент эксплуатации К_э

Ориентировочное значение шага цепи [4]

Принимаем ближайшее большее значение t=25.4мм

Шаг t=25,4

Выбираем по таблице 53 цепь приводную роликовую 1ПР-25.4-60 ГОСТ13568-97

Число звеньев цепи

Приняв соотношение между межосевым расстоянием и шагом 35.

Полученное значение округляем до =120

Межосевое расстояние передачи [4]

где

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния: монтажное межосевое расстояние принимаем:

Длина цепи [4]

С учетом принятых числа звеньев и шага:

Диаметры звездочек [4]

1) Диаметры делительных окружностей

2) Диаметры окружностей выступов:

3) Диаметры окружностей впадин:

d=15,88мм

r=0.5025d+0.05=8,02

Окружная сила [4]

Окружная скорость [4]

Проверяем выполнение основных условий оценки работоспособности цепной передачи:

Частота вращения ведущей звездочки [4]:

где - допускаемая частота вращения цепи.

1. Число ударов шарниров цепи о зубья звездочки [4]:

Условие U выполняется.

2. Давление в шарнирах цепи [4]:

3. Прочность цепи [4]

Коэффициент запаса прочности S:

а) разрушающая нагрузка цепи Q=60000Н

б) силу предварительного натяжение цепи определяем по формуле:



в) силу натяжения цепи от центробежных сил определяем по формуле

Коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется.

4. Сила, действующая на валы звездочек [4]:

Где =1,15- коэффициент нагрузки вала при спокойной нагрузке с углом наклона линии центров звездочек .

Работоспособность цепной передачи обеспечена.

4. Выбор стандартного редуктора в привод

Условие выбора: по [4].

1) Для проектируемого привода определено передаточное число u_ред=3,55.

11% - допускаем.

2) Эквивалентный вращающий момент тихоходного вала по формуле равен:

Т_Е=Т_Т*К_Э*К_Н=116,42*0,7*1=81,5?125 Н*м,

где Т_Т=262.73Н*м расчетный вращающий момент тихоходного вала, из кинематического расчета; К_Н=1 - коэффициент спокойного характера нагрузки; К_Э - коэффициент условий эксплуатации:

К_Э= К_РЕЖ* К_ПВ* К_ЧС=0,7

здесь К_РЕЖ - коэффициент для среднего режима работы;

К_ПВ - коэффициент продолжительности включений для среднего режима работы;

К_ЧС - коэффициент продолжительности работы в сутках.

С учетом условия Т_Е=81,5 Н*м ? [ Т_Т ] предварительно выбираем

К-125-3,15-41 У2, для которого допускаемый вращающий момент тихоходного вала [ Т_Т ]=125 Н*м.

3) Проверяем выполнение условия:

F_П* К_Э*К_Н=1630,8*0,7*1=1141,6 Н ? [ F_Т]

F_Т=1400 Н - для редуктора К-125.

Условие выполняется.

1) В соответствии со схемой редуктора в приводе, учитывая расположение осей входного и выходного валов в пространстве, выбираем по рис. 9 [4] вариант сборки редуктора 41.

Окончательно выбираем в привод с учетом среднего режима работы одноступенчатый редуктор вариантов сборки 41: Редуктор К-125-3,15-41 У2.

81,5?125 Н*м; 1141,6 Н ? [ F_Т]=1400 - условия выполняются.

5. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Конструирование валов

Быстроходный вал

Выполняем эскиз быстроходного вала, ориентируясь на типовые конструкции быстроходных валов и прототип проектируемого конического одноступенчатого редуктора.

Рисунок 5.1

Таблица 5.1

Наименование параметра	Расчетная формула [7]
1. Диаметр вала электродвигателя
2. Диаметр хвостовика
3. Диаметр под уплотнение	мм
4. Диаметр резьбы под шлицевую гайку
5. Диаметр под подшипник
6. Диаметр буртика подшипника	dбп=dп+3r=45+3*2,5=53мм

Выполняем эскиз тихоходного вала, ориентируясь на типовые конструкции тихоходных валов и прототип проектируемого конического одноступенчатого редуктора.



Рисунок 5.2

Таблица 5.2

Наименование параметра	Расчетная формула [7]
1. Диаметр хвостовика	- принимаем.
2. Диаметр под уплотнение
3. Диаметр под подшипник
4. Диаметр буртика подшипника

5.2 Конструирование подшипниковых узлов

а) Выбор подшипников [8]

Исходные данные

d_П^Б=45 мм, d_П^Т=40 мм

Т_Т=116,42 Нм

Выбираем [6] роликовые конические подшипники (ГОСТ 27365-87)



Рисунок 5.3

Таблица 5.3

Быстроходный вал	7209А	d = 45 мм; D = 85 мм; Тнаиб = 21 мм; B = 19 мм; с = 16 мм; r = 2 мм; r1 = 0.8 мм; Cr = 62,7 кН; С0r = 50,0 кН; е = 0,40; Y = 1,5; Y0 = 0,8.
Тихоходный вал	7208А	d = 40 мм; D = 80 мм; Тнаиб = 20 мм; B = 18 мм; с = 16 мм; r = 2 мм; r1 = 0.8 мм; Cr = 58,3 кН; С0r = 40,0 кН; е = 0,37; Y = 1,6; Y0 = 0,9.

Выбрали для быстроходного и тихоходного валов соответственно:

Подшипник 7209А и Подшипник 7208А ГОСТ 27365-87.

б) Выбор крышки подшипников [1]

(Изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20)

Глухая привёртная крышка Сквозная привёртная крышка

Рисунок 5.4

Таблица 5.4

Быстроходный вал	D = 85мм	= 6 мм.	d = 8 мм.	Z = 4.
	; ;
Тихоходный вал	D = 80мм	= 6 мм.	d = 8 мм.	Z = 4.
	; ;

в) Выбор манжеты [1]

(Манжеты резиновые армированные для валов, ГОСТ 8752-79)

Таблица 5.5

Быстроходный вал
Тихоходный вал

Рисунок 5.5

Для быстроходного и тихоходного вала выбрали:

Манжета 1-40 x60-3 ГОСТ 8752-79.

г) Конструирование стаканов [1]

(Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна СЧ15)

Стакан конического быстроходного вала:

Рисунок 5.6

Таблица 5.6

; ; .

д) Выбор шлицевой гайки и многоступенчатой шайбы

- Выбор шлицевой гайки [1]

(Гайка круглая шлицевая класса точности А, ГОСТ 11871-88)



Рисунок 5.7

Таблица 5.7

Резьба, d	D	D1	H	B	h	C?
M42*1,5	65	52	10	8	3	1

Гайка M42*1,5 - 7H.05.05 ГОСТ 11871 - 88

- Выбор шайбы стопорной многолапчатой [1].

(Тип H-нормальные, ГОСТ 11872-89)

Рисунок 5.8

Таблица 5.8

Резьба,d	d1	D	D1	l	b	h	s
M42*1,5	42,5	67	52	39	5,8	5	1,6

Шайба Н.42.01.05 ГОСТ 11872 - 89

5.3 Конструирование зубчатых колес

Коническое зубчатое колесо при внешнем диаметре вершин зубьев d_ae>250,74мм. И массовом производстве:

Таблица 5.9

m=2.0мм
z=125
de2 =250мм
dae2=250,74 мм
df2=248,37 мм
b2=32мм
dk=50мм

Рисунок 5.9

Таблица 5.10

Параметр	Значение
1. Модуль, m	m = 2.0мм
2. Число зубьев,z	Z2 = 125
3. Диаметр ступицы, dст = (1,5…1,6) •dk + 10 = = 1,5•53 + 10 ? 90 мм	dст = 90мм
4. Длина ступицы, lст = 1,1•dk = 1•53 = 58мм	lст = 58 мм
5. Толщина диска, С = (0,3…0,4) • b2 = 0,4•32 = 12,8 мм	С=12,8мм
6.Толщина обода, S = 2,5•m + 1 ? 6 мм S = 2,5•2.0 + 1 = 6 мм	S=6 мм
7. Фаска зуба, f= (0,5…0,7) • m = 0,7 • 2,0= 1,25 мм	f = 1,25мм

5.4 Конструирование корпусной детали

Таблица 5.11

Параметры	Значение
1)Толщина стенки корпуса
2)Толщина стенки крышки корпуса
3)Толщина фланца Крышки корпуса Корпуса	;
4)Толщина лапы
5)Болты Фундаментальный Винт у бобышки Винт крышки Болт крепления крышки люка смотрового	; ;
6)Ширина фланца
7)Ширина лапы ;	;

6. Расчет и проектирование шпоночных соединений

Шпонки призматические

Рисунок 6.1

Таблица 6.1

Параметры Место установки	Сечение шпонки	Фаска у шпонки s	Глубина паза	Длинa l
	b	h		Вала t1	Ступицы t2
Быстроходный вал dхв=32 мм	10	8	0,4	5	3,3	35
Тихоходный вал dхв=32 мм	10	8	0,4	5	3,3	40

7. Расчет тихоходного вала редуктора на прочность

7.1 Определение реакций в опорах

Исходные данные:

Силы в зацеплении действующие на колесо:

F_t2 = 1139 H

F_r2 = 111 H

F_a2 = 398 H

Консольная нагрузка:

F_п = 1630*cos45=1153 H

Расчетная схема:

l_П = l - 2*a=152 мм

a = 0.5 * (В+(d+D)/2*tgб)=0.5(18+(40+80/2)tg14)=16.5

где В = 22 мм, d = 40 мм, D = 80 мм - параметры подшипников на тихоходном валу.

l₁ = 90 мм

l₂ = 62 мм

l₃ = 80 мм

Определение реакций в опорах в плоскости XOZ

УM_A=0

F_ОПх*l₃ + F_r2*l₁ - F_a2*d_m /2- R_BX*l_п =0

F_ОПх*( l₁ + l₂ + l₃) + R_AX*(l₁+l₂) - F_r2*l₁ + F_a2*d_m /2=0

R_BХ = (-1153*80 + 111*90 + 398*107)/(152) = 261H

УM_B=0

R_AХ = (1153*232 - 398*107- 111*62)/(152) = 1525H

Проверка:

УF_x=0 - F_ОПх + R_AX - F_r2 + R_BX=0 - 1153 + 1525- 111 - 261 = 0

Определение реакций в опорах в плоскости YOZ

УM_A=0

F_ОПY*l₃ - F_t2*l₂ - R_BY*(l₁+l₂)=0

F_ОПY*( l₁ + l₂ + l₃) - R_Ay*( l₁ + l₂) + F_t2*l₂ = 0

R_BY = (-1153*80 + 1139*90)/(152) = 68H

УM_B=0

R_AY = (1153*232 + 1139*62)/(152) =2224 H

Проверка:

УF_y=0 F_ОПY - R_AY + F_t2 - R_BY=0; 1153 + 1139 - 2224 -68 = 0

Суммарные реакции

R_A=v(R_AX²+R_AY²)=v(1525² + 2224²) = 2697 H

R_B=v(R_BX²+R_BY²)=v(261² + 68²) = 270 H

7.2 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала

В горизонтальной плоскости XOZ относительно оси Y

Сечение А: M^Л_УА=-F_ОПХ*l₃ = -1153*80 = -92240Н*мм

Сечение А: M^П_УА=F_r2*l₁ +F_A2*107- R_BX(l₁+l₂) = 111*90+398*107- 261(90+62) = 9990+42586-39672=12904 Н*мм

Сечение C: M^П_yc=-R_BX*l₂=-261*62=-16182

Сечение C: M^Л_yc=R_АX*l₁-F_ОПХ(l₁+l₃)=1525*90-1153*170=-58760

В вертикальной плоскости YOZ относительно оси X

Сечение А: M^Л_XА=F_ОПY*l₃ = 1153*80 = 92240Н*мм

Сечение А: M^П_XА=-F_t2*l₁ +R_BY(l₁+l₂) = -1139*90+68*152 = -92174 Н*мм

Сечение C: M^П_XC=R_BY*l₂=68*62=4216

Сечение C: M^Л_XC=-R_АY*l₁+F_ОПY(l₁+l₃)=1153*170-2224*90=-4150

Крутящий момент М_К передается вдоль оси вала, а т.к. редуктор одним потоком мощности, то величина М_К в разных сечениях постоянна и совпадает со значением вращающего момента тихоходного вала.

М_КС=М_КA=Т_Т=116.42 Н*м

Суммарные изгибающие моменты:

М_ИC=v(М_ХC²+М_УC²)=v((4216)²+(16182)²)=16723 Н*мм

М_ИА=v(М_ХА²+М_УА²)=v(12904²+92240²)= 93138Н*мм

7.3 Определение напряжений в опасных сечениях

Сечение С-С

W_ИС =0,1d³= 0,1*50³=12500мм³

W_КС=0,2d³=0,2*50³=50000мм³

Где d=50 мм - диаметр вала под колесом

Напряжение изгиба:

Среднее напряжение цикла: у_m=0

Амплитуда напряжений: у_а=у_ИD=М_ИC/W_ИC=16723/12500 =1.33 МПа

Амплитуда напряжения кручения: ф_а=ф_КD=М_КD/W_КD=116420/50000=2.32 МПа

Сечение А-А

W_ИА=0,1*d³=0.1*50³= 12500 мм³

W_КА=0,2*d³= 0.2*50³=25000 мм³

Где d=d_П=50 - диаметр вала под подшипником

Напряжение изгиба:

Среднее напряжение цикла: у_m=0

Амплитуда напряжений: у_a=у_ИА=М_ИА/W_ИА=93138/12500=7.5 МПа

Амплитуда напряжения кручения: ф_а=ф_КА=М_КА/W_КА=2.32 Мпа

7.4 Расчет на сопротивление усталости

Исходные данные: Материал вала Ст45

у_B=900 МПа; у_Т=650 МПа; ф_Т=390 МПа; у_-1=410 МПа; ф_-1=230 МПа; ш_ф=0,1

К_Fу=0,91; К_Fф=0,95; К_у/К_dу=4,5 МПа; К_ф/К_dф=2,7 МПа (для диаметра вала 50 мм); К_V=1

Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу для посадки с натягом:

K_уD=(К_у/К_dу+1/K_Fу-1)*1/K_V=(4,5 +1/0,91-1)*1/1=4,59

Выбираем максимальное значение K_уD=4,59 для посадки с натягом.

Коэффициенты снижения предела выносливости по кручению для посадки с натягом:

К_фD = (К_ф/К_dф + 1/К_Fф - 1)*1/K_V = (2,7 + 1/0,91 - 1)*1/1 = 2,79

Пределы выносливости в сечении вала:

у_-1D=у_-1/K_уD=410/4,59=89,3 МПа

ф_-1D=ф_-1/K_фD=230/2,79=82,4 МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

ш _уD=ш_у/K_уD=0,1/4,59=0,023

ш_фD=ш_ф/K_фD=0,1/2,79=0,035

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения:

S_у=у_-1D/(у_a+ ш _уD* у_m)=89,3/(75,3 +0,021*0) =10,5

S_ф=ф_-1D/(ф_a+ш_фD*ф_m)= 82,4 /(19+0,035*19)=4,18

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении С-С:

S = (S_у*S_ф)/v(S_у² + S_ф²) = 11,9*4,18/v(11,9² + 4,18²) = 4,03 ? [S] = 2

Сопротивление усталости в сечении С-С обеспечено.

Сечение А-А:

К_Fу=0,91 и К_Fф=0,95 - коэффициенты влияния шероховатости; К_у/К_dу=4,3 МПа и К_ф/К_dф=2,6 МПа (коэф. концентрации напряжений для диаметра вала 53 мм); К_V=1 - поверхность вала без упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу для посадки с натягом:

K_уD=(К_у/К_dу+1/K_Fу-1)*1/K_V=(4,3+1/0,91-1)*1/1=4,4

Коэффициенты снижения предела выносливости по кручению для посадки с натягом:

К_фD=(К_ф/К_dф+1/К_Fф-1)1/K_V=(2,6+1/0,95-1)*1/1=2,65

Пределы выносливости в сечении вала:

у_-1D=у_-1/K_уD=410/4,4=93,18

ф_-1D=ф_-1/K_фD=230/2,65=86,79

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

ш_фD=ш_ф/K_фD=0,1/2,65=0,0377

ш _уD=ш_у/K_уD=0,1/4,4=0,0227

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения:

S_у=у_-1D/у_a=93,18/22,13 =4,2

S_ф=ф_-1D/(ф_a+ш_фD*ф_m)=86,79/(10,5 +0,0377*10,5)=8

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении A-A:

S=(S_у*S_ф)/v(S_у²+S_ф²)= 4,2*8/v(4,2²+8²)=3,72 ? [S]=1,5

Сопротивление усталости в сечении А-А обеспечено.

7.5 Расчет на статическую прочность

Возможную перегрузку в приводе условно принимаем равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя: К_П=2,2 - коэффициент перегрузки

Сечение С-С:

у_И=М_ИС*К_П/W_ИС=16723*2,2/12500 =3 МПа

ф_К=М_КD*К_П/W_КС= 116420*2,2/25000= 10,25 МПа

S_Tу=у_T/у_И=650/3=216

S_Tф=ф_T/ф_К=390/10,25=38

S_T=S_Tу* S_Tф/v(S_Tу²+S_Tф²)= 38*216/v(38²+216²)=37 ? [S]_T=2

Запас статической прочности в сечении С-С обеспечен.

Сечение А-А:

у_И=М_ИА*К_П/W_ИА= 93138*2,2/12500=16,4 МПа

ф_К=М_КА*К_П/W_КА =116420 *2,2/25000=10,25 МПа

S_Tу=у_T/у_И=650/16,4=39

S_Tф=ф_T/ф_К=390/10,25=38

S_T=S_Tу* S_Tф/v(S_Tу²+S_Tф²)= 39*38/v(39²+38²)=26,9 ? [S]_T=2

Запас статической прочности в сечении A-A обеспечен.

8. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

8.1 Исходные данные

Срок службы: L_h=10512 часов

Обороты тихоходного вала n_T=267,61 мин^-1

Внешняя осевая сила в зацеплении F_A=F_a2=398 H

Радиальные реакции в опорах R_A=2697H R_B=270 H

Сведения о подшипниках:

Подшипник 7210А ГОСТ 27365-87

Грузоподъемность: C_r=58,3 кH; C_0r=40 кH

Расчетные параметры: e=0,37; Y=1,6; Y₀=0,8.

8.2 Расчетная схема

Рисунок 8.1

S₁=0,83*e*F_r1=0,83*0,37*2697 =828,3 Н

S₂=0,83*e*F_r2=0,83*0,37*270 =82,9 Н

Осевые силы

Т.к. S₁>S₂ то F_a1=S₁=828,3 H, а F_a2=S₁+F_A=828,3 + 398,12 = 1226 H

Коэффициенты X и Y, для каждой опоры [8].

F_a1/F_r1=828/2697 =0,31 ? e=0,37, то X₁=1 Y₁=0

F_a2/F_r2=1226/270=4,5?e=0,37, то X₂=0,4 Y₂=0,4ctgб = 1.6

Эквивалентная нагрузка [8]

P₁=(X₁*V*F_r1+Y₁*F_a1)*К_Б*К_T=(1*1*2697+0*828)*1,3*1=3506 Н

P₂=(X₂*V*F_r2+Y₂*F_a2)*К_Б*К_T=(0,4*1*270+1.6*1226)*1,3*1=2691 Н

Где V=1, К_Б=1,3, К_Т=1 (t_масла?100⁰С)

P_max=3506 H

Приведенная эквивалентная нагрузка [8]

P_E=P_max*К_E=3506*0,5=1753 Н

Где К_E=0.5 для легкого режима работы.

Расчет долговечности [8]

L_10h=a₁*a₂₃*(C_r/P_E)^m*10⁶/(60*n_T)=1*0,7*(58300/1753)^(10/3)*10⁶/(60*267.6)=

5095087? L_h=10512 часов

a₁=1 (для 90% гарантии расчета)

a₂₃=0,7 (для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации)m=10/3

9. Выбор и расчет муфт привода

Рисунок 9.1

Таблица 9.1

Момент Т, Нм	Частота вращения nmax, мин-1	d, d1	lцил	lкон	dп	lвт	Количество z	d0	L	D	D0	Смещение осей валов
												мм	г град
125	4600	32	58	38	28	32	4	28	125	125	90	0,3	1,5

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38.I2-38.I2 ГОСТ 21424-75

Передаваемый вращающий момент [1]:

Т _расч ?Т _МУ 38 Нм ? 125 Нм

Расчет муфты [1]

Напряжение смятия:

у_СМ=2*10³*Т_расч/(D₀*z *l_вт*d_п)=2*10³*38/(90*4*32*14)=0,47 МПа ? 2 МПа = [у]_СМ

Напряжения изгиба:

Работоспособность муфты обеспечена.

у_и=(2*38*1000)/(4*90*0,1*14³)=76000/987,84=76,9?[ у_И]

[у_И] = 0,4*у_т = 0,4*650 = 260МПа

Работоспособность муфты обеспечена.

10. Выбор посадок сопряжений

Таблица 10.1

Наименование сопряжений	Посадка
Крышка подшипника глухая - корпус Крышка подшипника сквозная - корпус Подшипник - вал Подшипник - корпус Колесо - вал (посадка с натягом) Стакан - корпус Хвостовики валов: Быстроходный Тихоходный Манжета - вал Манжета - крышка подшипника Шпонка - вал	Ш… H7/d11 Ш… H7/h8 Ш … L0/k6 Ш …H7/l0 Ш … H7/u7 Ш … H7/js6 Ш … k6 Ш … k6 Ш … d9 Ш … H9 Ш … P9/h9

11. Вопросы смазки и техники безопасности

Вопросы смазки

1. Смазывание передачи в редукторе за счет погружения колеса в масленую ванну.

2. Смазка подшипников:

а) Все подшипники смазываются масленым туманом, образующимся при разбрызгивание колесом, который погружается в масляную ванну.

б) Предусмотрена канавка для смазывания подшипников на быстроходном валу.

3. Масло индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88

4. Контроль уровня: Щуп.

Техника безопасности

1. Перед пуском установки:

а) провести осмотр;

б) проверить крепления;

в) проверить уровень масла в редукторе.

2. Для безопасности эксплуатации:

а) корпус электродвигателя должен быть заземлен;

б) на корпусе должно быть обозначено стрелкой направление вращения вала двигателя.

в) Вращающиеся элементы должны быть ограждены, допускается эксплуатировать без ограждений, если муфта окрашена в яркий желтый или красный цвет.

3. Во время ремонта и обслуживания на ключе управления вывешивать плакат: «Не включать! Работают люди».

4. Электродвигатель должен быть остановлен немедленно, если:

а) произошел несчастный случай;

б) появился дым или огонь.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998. - 447 с.

2. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов в 2 ч.

3. Ч.1/ Б.А. Байкова, В.Н. Богачёв, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 5-е изд., переработ. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 352 с.

4. Ковалёв И.М. Кинематический расчёт электромеханического привода/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 28 с.

5. Ч.2/ Б.А. Байкова, В.Н. Богачёв, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 5-е изд., переработ. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 296 с.

6. Ковалёв И.М. Расчёт механических передач приводов/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2010. - 112 с.

7. Ковалев И.М. Конструирование и расчет на прочность валов редуктора/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 52 с.

8. Ковалев И.М. Расчет и выбор подшипников качения/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 28 с.

9. Ковалёв И.М. Технические требования для деталей и узлов машин/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 36 с.

10. Ковалев И.М. Янковская Г.С. Детали машин: справочный материал для расчета и конструирования деталей и узлов машин/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1993. - 70 с.

Размещено на Allbest.ru