Основы проектирования ленточного конвейера

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Проектный расчет зубчатой передачи

3.1 Проверочный расчет

4. Расчет цепной передачи

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Проектный расчет валов, подбор подшипников

7. Расчет реакций опор валов

8. Расчет внутренних силовых факторов валов

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы



Задание

Вариант 3

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Блок нагружения.



Техническая характеристика привода:

Натяжение ветвей тяговой цепи

конвейера: F1, кН: 7,2.

F2, кН: 5,0.

Скорость ленты: V, м/с: 1,55.

Диаметр барабана: D, м: 0,52

Ширина ленты: b, м: 0,65

Ресурс работы привода Lh, тыс. ч: 11



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбор двигателя [1]

Общий КПД привода:

з = зред · зм · зцеп · зп

зред - КПД редуктора.

зред = зцп · зп2

зцп = 0,95…0,97; принимаем зцп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

зп = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

зред = 0,96 · 0,992 = 0,94

зм = 0,98 - КПД муфты.

зцеп = 0,95 - КПД цепной передачи.

з = 0,94 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,87

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Рвых/ з = 3,41 / 0,87 = 3,9 кВт.

Рвых - мощность на валу барабана.

Рвых = Ft · V = 2,2 · 103 · 1,55 = 3410 Вт = 3,41 кВт.

Ft = F1 - F2 = 7,2 - 5,0 = 2,2 кН - окружная сила на барабане.

Частота вращения барабана [3].



nвых = = = 57 об/мин.

nвых - частота вращения барабана.

V = 1,55 м/с - скорость ленты.

D = 0,52 м - диаметр барабана.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1-85 с запасом мощности: АИР112МВ6

Pдв = 4 кВт; nдв = 950 об/мин.

Передаточное число привода [4].

U = Uред · Uцеп = nдв / nвых = 950/57 = 16,7

Uред - передаточное число редуктора;

Uцеп - передаточное число цепной передачи;

Примем: Uред = 3; Uцеп = 5,57.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 950 об/мин;

n2 = n1 / Uред = 950 / 3 = 316,7 об/мин;

n3 = nвых = 57 об/мин.

Угловые скорости валов:

щ1 = рn1 / 30 = 3,14 · 950 / 30 = 99,4 рад/с;

щ2 = рn2 / 30 = 3,14 · 316,7 / 30 = 33,1 рад/с;

щ3 = щвых = рn3 / 30 = 3,14 · 57 / 30 = 6 рад/с;

Мощности на валах:

Рдв = 4 кВт;

Р1 = Рдв · зм · зп = 4 · 0,98 · 0,99 = 3,9 кВт;

Р2 = Р1 · зцп · зп = 3,9 · 0,96 · 0,99 = 3,7 кВт;

Р3 = Рвых = Р2 · зцеп · зп = 3,7 · 0,95 · 0,99 = 3,5 кВт.

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / щ 1 = 3,9 / 99,4 = 0,04 кН·м = 40 Н·м;

М2 = Р2 / щ 2 = 3,7 / 33,1 = 0,112 кН·м = 112 Н·м;

М3 = Мвых = Р3 / щ 3 = 3,5 / 6 = 0,58 кН·м = 580 Н·м.

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колеса - сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести уТ = 540 МПа [2].

Материал шестерни - сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].

Расчет по средней твердости [4]: шестерни - 52 HRC, колеса 265 НВ.

Степень точности по контакту.

Ожидаемая окружная скорость:

V = (n1) / 2000 = 950/2000 = 1,62 м/с

Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.

Принимаем коэффициент ширины шd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса - НВ2 < 350.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при шd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHв = KFв = 1,04 [4].

Коэффициенты режима:

м3 = У= 0,4 · 13 + 0,3 · 0,73 + 0,3 · 0,43 = 0,522

м6 = У= 0,4 · 16 + 0,3 · 0,76 + 0,3 · 0,46 = 0,436

м9 = У= 0,4 · 19 + 0,3 · 0,79 + 0,3 · 0,49 = 0,412

Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

Суммарные числа циклов:

NУ1 = 60n3n1Lh = 60 · 1 · 950 · 11000 = 6,27 · 108

NУ2 = NУ1/Uред = 6,27 · 108 / 3 = 2,1 · 108_

Эквивалентные числа циклов:

NHE1 = NУ1 · м3 = 6,27 · 108 · 0,522 = 3,27 · 108

NHE2 = NHE1/Uред = 3,27 · 108 / 3 = 1,1 · 108

Базовые числа циклов:

NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 523,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107

NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107

Коэффициенты долговечности.

Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:

ZN1 = = = 0,936

ZN2 = = = 1,03

Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.

уНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 52 + 200 = 1084 МПа

уНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 Мпа

Коэффициенты запаса: шестерни - SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].

Допускаемые напряжения шестерни и колеса.

[у]H1 = ((уНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1084 · 0,936)/1,1) · 1 = 922 МПа

[у]H2 = ((уНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,

где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ? 10 м/с.

Расчетное допускаемое напряжение.

[у]H = 0,45([у]H1 + [у]H2) = 0,45(922 + 562) = 669 МПа

[у]H = 1,25[у]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа

За расчетное принимаем меньшее: [у]H = 669 МПа



3. Проектный расчет зубчатой передачи

Определение основных размеров [1].

Начальный диаметр шестерни по ГОСТ 21354-75:

dW1 = 675 = 675 = 39,9 мм

Расчетная ширина колеса по формуле:

bWрасч = шd · dW1 = 0,8 · 39,9 = 32,32 мм

Межосевое расстояние:

бщрасч = dW1 (Uред + 1)/2 = 39,9 · (3 + 1)/2 = 79,8 мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние бщ = 80 мм (ГОСТ 2185-66). Поскольку расчетное межосевое расстояние отличается от стандартного уточняем ширину колеса по формуле:

bWтреб = bWрасч (бщрасч / бщ)2 = 32,32 · (79,8 / 80)2 = 32,15 мм

Принимаем ширину колеса bW2 = 32 мм, ширину шестерни

bW1 = bW2 + 5 = 37 мм.

Определение геометрии зацепления [1]. Расчет ведем по ГОСТ 16532-70.

Модуль:



m = (0,01-0,02) бщ = 0,8 - 1,6 мм.

По ГОСТ 9563-60 выбираем модуль из первого предпочтительного ряда: m = 1,5 мм. Ориентировочно принимаем вW = 12°.

Число зубьев шестерни с округлением до целого числа:

z1 = (2бщcos вW)/(m(Uред +1)) = (2 · 80cos 12°)/(1,5 · (3+1)) = 26.

Число зубьев колеса с округлением до целого числа:

z2 = z1 Uред = 26 · 3 = 78

Фактическое передаточное число:

Uред = z2 / z1 = 78/26 = 3

Угол наклона зуба:

вW = arccos = arccos = 12,8386°.

Осевой шаг:

Рх = рm/sinвW = 3,14 · 1,5/sin 12,8386° = 21,2 мм

Коэффициент осевого перекрытия:

ев = bW2 / Px = 32 / 21,2 = 1,51

Диаметры зубчатых колес.

Начальные диаметры:

dW1 = m z1 /cos вW = 1,5 · 26 / cos 12,8386° = 40 мм;

dW2 = m z2 /cos вW = 1,5 · 78 / cos 12,8386° = 120 мм.

dW1 + dW2 = 40 + 120 = 160 = 2бщ - проверка.

Диаметры выступов:

dа1 = dW1 + 2m = 40 + 2 · 1,5 = 43 мм;

dа2 = dW2 + 2m = 120 + 2 · 1,5 = 123 мм.

Диаметры впадин:

df1 = dW1 - 2,5m = 40 - 2,5 · 1,5 = 36,25 мм;

df2 = dW2 - 2,5m = 120 - 2,5 · 1,5 = 116,25 мм.

Коэффициент торцового перекрытия по формуле:

еб = (1,88 - 3,2 ) cosвW = (1,88 - 3,2 ) cos12,8386° = 1,69

Суммарный коэффициент перекрытия:

еY = еб + ев = 1,69 + 1,51 = 3,2

Скорость и силы в зацеплении.

Окружная скорость:

Vt = рdW1 n1 / 60000 = 3,14 · 40 · 950 / 60000 = 1,98 м/с



Окружная сила:

Ft = 2000М2 / dW2 = 2000 · 112 / 120 = 1867 H

Радиальная сила:

Fr = Ft (tgбW / cos вW) = 1867(tg20° / cos12,8386°) = 697 H

Осевая сила:

Fб = Ft tg вW = 1867 · tg 12,8386° = 425 H

3.1 Проверочный расчет

Расчет ведем по ГОСТ 21354-75.

Определение коэффициентов нагрузки.

Коэффициент внешней динамической нагрузки: КА = 1.

Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении КНV = 1,02, при V ? 2 м/с, твердости одного из колес меньше 350НВ и 8 степени точности [1], КFV = 3 КНV - 2 = 3 · 1,02 - 2 = 1,06 [1].

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при шd = bW2 / dW1 = 32 / 40 = 0,8 равен КНв = КFв = 1,03[1].

Уточнение коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев.

Суммарная погрешность основных шагов пары:

fpbУ = = = 30,6

Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев

по контактным напряжениям по изгибу

бб = 0,2, т.к. НВ2 < 350НВ бб = 0,4

Коэффициент приработки

уб = 0,5(уб1 + уб2) = 0,5(1,43 + 6,4) = 3,92 уб = 0

где уб1 = 0,075 fpb1 = 0,075 · 19 = 1,43

для колес с объемной закалкой ТВЧ

уб2 = 160 fpb2 / уНlim2 = 160 · 24 / 600 = 6,4 - для улучшенных колес.

Фактор В.

В = СY(бб fpbУ - уб) = 24,5(0,2 · 30,6 - 3,92) = 53,9; В = СYбб fpbУ = 24,5·0,4·30,6 = 300

где СY = 0,5(24,1 + 24,9) = 24,5 - суммарная торцевая жесткость пары зубьев [1],

при

zV1 = z1 / cos3вW = 26 / cos312,8386° = 28 и zV2 = z2 / cos3вW = 78 / cos312,8386° = 84,

поскольку вW = 12,8386° - среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба, zV1 и zV2 - приведенные числа зубьев шестерни и колеса.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев:

КНб = 0,9 + 0,4 = 0,9 + 0,4 = 1,05

КFб = 0,9 + 0,4 = 0,9 + 0,4 = 2,17

Коэффициент нагрузки:

КН = КА КНV КНв КНб = 1 · 1,02 · 1,03 · 1,05 = 1,1

КF = КА КFV КFв КFб = 1 · 1,06 · 1,03 · 2,17 = 2,37

Уточнение допускаемого контактного напряжения.

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев. При Rб = 1,25, ZR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При V < 5 м/с, ZV = 1[1].

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При dW ? 700 мм, ZX = 1[1].

Уточнения [у]H не требуется, поскольку ZR ZV ZX = 1.

Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе.

Предел выносливости при изгибе уFlim10 = 480 МПа для стали 40Х, при сквозной закалке ТВЧ, уFlim20 = 1,75НВ2 = 1,75 · 265 = 464 МПа [2].

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки: YZ = 1 - штампованная заготовка [1].

Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности. При шлифованной поверхности: Yg1 = 1, Yg2 = 1,1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. При отсутствии упрочнения: Yd1 = 1,35; Yd2 = 1,3 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние характера приложенной нагрузки. При односторонней нагрузке: YA = 1 [1].

Предел выносливости зубьев при изгибе:

уFlim1 = уFlim10 YZ Yg1 Yd1 YA = 480 · 1 · 1 · 1,35 · 1 = 648 МПа

уFlim2 = уFlim20 YZ Yg1 Yd1 YA = 464 · 1 · 1,1 · 1,3 · 1 = 664 МПа

Коэффициент запаса при изгибе: SF1 = 1,7; SF2 = 1,7 [1].

Эквивалентные числа циклов при изгибе:

NFE1 = NУ1 м9 = 6,27 · 108 · 0,412 = 2,58 · 108

NFE2 = NУ2 м6 = 2,1 · 108 · 0,436 = 0,92 · 108

Коэффициент долговечности, так как NFE1(2) > 4 · 106, принимаем YN1 = YN2 = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий градиент напряжений:

Yб = 1,082 - 0,172 lgm = 1,082 - 0,172 lg1,5 = 1,05

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности YR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

YX1 = 1,05 - 0,000125dW1 = 1,05 - 0,000125 · 40 = 1,05

YX2 = 1,05 - 0,000125dW2 = 1,05 - 0,000125 · 120 = 1,03

Допускаемые напряжения:

[у]F1 = ((уFlim1 YN1)/SF1) · Yб YR YX1 = ((648 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,05 = 420 МПа

[у]F2 = ((уFlim2 YN2)/SF2) · Yб YR YX2 = ((664 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,03 = 418 МПа

Расчетные коэффициенты

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. При вW = 12,8386°, х = 0 - ZH = 2,46 [1].

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Zе = = = 0,77

Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений.

При х = 0, zV1 = 28 и zV2 = 84, YFS1 = 3,82 и YFS2 = 3,64

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба:

Yв = 1 - ев = 1 - 1,51 = 0,838

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Yе = 1 / еб = 1 / 1,69 = 0,592

Проверка на сопротивление усталости.

Проверка по контактным напряжениям:

уН = 190 ZH Zе = 190 · 2,46 · 0,77 = 526 МПа < 669 МПа = [у]H



Проверка на изгиб.

Поскольку [у]F1/ YFS1 = 420 / 3,82 = 110 < [у]F2 / YFS2 = 418 / 3,64 = 114, то проверку ведем по шестерни, как более слабой:

уF1 = YFS1 Yв Yе = 3,82 · 0,838 · 0,592 = 175 МПа < 420 МПа = [у]F1

Проверка на прочность при максимальных напряжениях.

Допускаемые напряжения.

Допускаемые контактные напряжения [у]Нmax = 2,8уT = 1512 МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F1max = Ygst1 Ydst1 YX1 = 1,1 · 1,045 · 1 = 1478 МПа,

где уFSt1 = 2250 МПа - базовое предельное напряжение;

SFSt1 = 1,75 / YZ1 = 1,75 / 1 = 1,75 - коэффициент запаса;

YZ1 = 1 - коэффициент, учитывающий вид заготовки [1];

Ygst1 = 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для шлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ [1].

Ydst1 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние деформации упрочнения, при шлифованной переходной поверхности зубьев.

Действительные напряжения.

Действительные контактные напряжения:

уНmax = уН= 526 = 780 МПа < [у]Нmax = 1512 МПа



Действительные напряжения изгиба:

уF1max = уF1 = 175 = 438 МПа < [у]F1max = 1478 МПа.

4. Расчет цепной передачи

Расчет цепной передачи ведем по [4]. ГОСТ 591-69.

Определяем шаг цепи р, мм:

р = 2,8 , где

kЭ - коэффициент эксплуатации:

kЭ = kД · kС · kv · kрег · kр

kД = 1,2 - (небольшие толчки) коэффициент динамической нагрузки [4];

kрег = 1,25 - (нерегулируемая передача) коэффициент регулировки межосевого расстояния [4];

kv = 1,15 (и = 0…40°) - коэффициент наклона положения барабана [4];

kС = 1,5 - периодическая смазка [4];

kр = 1 - односменная работа [4].

kЭ = 1,2 · 1,5 · 1,15 · 1,25 · 1 = 2,59

z1 - число зубьев ведущей звездочки:

z1 = 29 - 2Uцеп = 29 - 2 · 5,57 = 17,86. Примем z1 = 18.

[pц] = 28 Н/мм2 - допускаемое давление в шарнирах цепи.

v = 1- число рядов цепи (для однорядной цепи типа ПР)_

Тогда:

р = 2,8 = 30,9 мм

Примем цепь приводную роликовую нормальной серии однорядную типа ПР:

Цепь ПР 31,75 - 8900 ГОСТ 13568-75

Шаг р = 31,75 мм; b3 (не менее) 19,05;

d1 = 9,53 мм; d3 = 19,05 мм; h (не более) 30,2 мм.

Fr = 89000 H - разрушающая нагрузка

Масса цепи g = 3,8 кг.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1 Uцеп = 18 · 5,57 = 100

Определяем фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение ДU от заданного Uцеп:

Uф = z2 / z1 = 100 / 18 = 5,56; ДU = ·100% = 0,2% - допустимо.

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

а = (30…50)р = (30…50) · 31,75 = 952,5…1587,5 мм.

Принимаем а = 953 мм, тогда межосевое расстояние в шагах:

ар = а/р = 953 / 31,75 = 30

Определяем число звеньев цепи, lp:

lp = 2 ар + + = 2 · 30 + + = 124,68

Принимаем: lp = 125.

Уточняем межосевое расстояние ар в шагах:

ар = 0,25 · (lp - 0,5(z2 + z1) + ) =

= 0,25 · (125 - 0,5(100 + 18) + ) = 30,2

Определим фактическое межосевое расстояние:

а = ар · р = 30,2 · 31,75 = 958,85 мм.

Для обеспечения провисания ведомой ветви цепи действительное межосевое расстояние будет равно:

ам = 0,995а = 0,995 · 958,85 = 954 мм

Определим длину цепи, l:

l = lp р = 125 · 31,75 = 3968,75 мм

Определим диаметры звездочек (ГОСТ 591-69).

Ведущей звездочки и ведомой делительные диаметры:

dд1 = p/sin(180/z1) = 31,75 / sin(180 / 18) = 92,89 мм

d д2 = p/sin(180/z2) = 31,75 / sin(180 / 100) = 511,14 мм

Диаметр окружности выступов:

De1 = p(k + kz1 - 0,31/л) = 31,75 · (0,7 + 9,31 - 0,31/3,33) = 123,86 мм

k = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

kz - коэффициент числа зубьев:

kz1 = (ctg180) / z1 = (ctg180) / 18 = 9,31; kz2 = (ctg180) / z2 = (ctg180) / 100 = 30,84

л = р/d1 = 31,75 / 9,53 = 3,33 геометрическая характеристика зацепления.

De2 = p(k + kz2 - 0,31/л) = 31,75 · (0,7 + 30,84 - 0,31/3,33) = 543,11 мм

Диаметр окружности впадин:

Di1 = dд1 - (d1 - 0,175) = 92,89 - (9,53 - 0,175) = 75,72 мм

Di2 = dд2 - (d1 - 0,175) = 511,14 - (9,53 - 0,175) = 487,17 мм

Проверочный расчет.

Проверим частоту вращения меньшей звездочки: n2 ? [n], где

[n] = 15 · 103 / р = 15 · 103 / 31,75 = 472,4 об/мин.

n2 = 316,7 об/мин ? [n]. Условие выполнено.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U: U ? [U]

U = (4 z1 n2) / 60 lp = 4 · 316,7 · 18 / 60 · 125 = 3 c-1

[U] = 508 / p = 508 / 31,75 = 16 c-1

U = 3 ? [U] = 16 c-1. Условие выполнено.

Определим фактическую скорость цепи:

V = (р z1 n2) / 60 · 103 = 31,75 · 316,7 · 18 / 60 · 103 = 3,02 м/c

Определим окружную силу, передаваемую цепью:

Ft = (P2 · 103)/v, где P2 = 3,7 кВт - мощность на первой звездочке.

Ft = 3700/3,02 = 1225 Н

Проверим давление в шарнирах цепи рц:

рц = (Ft · kЭ)/А ? [рц], где

А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:

А = d1 b3 = 9,53 · 19,05 = 191,55 мм2

рц = (1225 · 2,59)/191,55 = 16,6 МПа

[рц] = 28 МПа > рц

Проверим прочность цепи: S ? [S], где [S] = 7,4 - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей._S - расчетный коэффициент запаса прочности:

S = Fp / (Ft kД + F0 + Fv), где

F0 - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

F0 = kf q a g,

где

kf = 3 - коэффициент провисания.

F0 = 3 · 3,8 · 0,953 · 9,81 = 106,6 Н

Fv - натяжение цепи от центробежных сил:

Fv = q v2 = 3,8 · 3,022 = 34,7 Н

S = 89000 / (1225 · 1,2 + 106,6 + 34,7) = 52 > [S] = 7,4

Условие выполнено.

Определяем силу давления цепи на вал:

Fоп = kv Ft + 2F0 = 1,15 · 1225 + 2 · 106,6 = 1622 H

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Расчет ведем по [2]. Толщина стенок:

д = 0,025 бщ + 3 = 0,025 · 80 + 3 = 5 мм

д1 = 0,02 бщ + 3 = 0,02 · 80 + 3 = 4,6 мм

Принимаем: д = д1 = 8 мм

Толщина поясов стыка:

b = b1 = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03 бщ + 12 = 0,03 · 80 + 12 = 14,2 мм - М14

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 14 = 10,5 мм - М12

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 14 = 8,4 мм - М10

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 14 = 7 мм - М8

6. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69.

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Допускаемое напряжение на кручение:

-для быстроходного вала [ф]б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [ф]т = 20 МПа

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр выходной:

dб = = = 25,5 мм

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого dД = 32 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно dM ? 0,75dД . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 26 мм.

Диаметр под подшипники принимаем dбп = 30 мм (ГОСТ 831-75).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46106 ГОСТ 831-75 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 55 мм, b = 13 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 14,5 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 7,88 кН.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр выходной:

dт = = = 30,4 мм, принимаем dТ = 32 мм.

Диаметр под подшипники принимаем dбп = 40 мм (ГОСТ 831-75).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46108 ГОСТ 831-75 [2].

Его размеры: d = 40 мм, D = 68 мм, b = 15 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 18,9 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 11,1 кН.

Проектный расчет приводного вала.

Диаметр выходной:

dпр = = = 52,3 мм, принимаем dпр = 54 мм.

Диаметр под подшипники принимаем dбп = 60 мм (ГОСТ 8338-75).

Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 312 ГОСТ 8338-75 [2].

Его размеры: d = 60 мм, D = 130 мм, b = 31 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 81,9 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 48 кН.

7. Расчет реакций опор валов

Расчет ведем по рекомендациям [3].

Быстроходный вал.

Силы действующие на вал определены в расчете косозубой передачи:

Ft = 1867 H; Fr = 697 H; Fб = 425 H.

_

Реакции опор:

в плоскости xz:

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1867 / 2 = 933,5 Н;

в плоскости yz:

Ry1= (Fr1l1 + Fa1d1/2)/(2l1) = (697·45 + 425·40/2) / (2·45) = 443 H;

Ry2= (Fr1l1 - Fa1d1/2)/(2l1) =(697·45 - 425·40/2)/ (2·45) = 254 H.

Проверка:

Ry1 + Ry2 - Fr1 = 443 + 254 - 697 = 0.

Суммарные реакции:

Pr1 = = = 1033 H;

Pr2 = = = 967 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1 [2].

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 1033 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa1 =425 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].

Отношение Fa1 / Со = 425 / 7880 = 0,054; этой величине соответствует е = 0,68.

Отношение Рa1 / Pr1 = 425 / 1033 = 0,41 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·1033 + 0· 425) = 1033 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (14500/1033)3 = 27664 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 27664·106/60·950 = 48·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

Тихоходный вал.

Силы действующие на вал со стороны цепной передачи:

Ft = 1225 Н; Fr = 1622 Н.

Реакции опор:

в плоскости xz:

Rx3 = (Ft3l3 + Ft2l2)/(2l2) =(1225·60 + 1867·45)/(2·45) = 1750 Н;

Rx4 =[( Ft2l2 - Ft3 (2l2 + l3)]/(2l2) = ( 1867·45 - 1225·150)/(2·45) = - 1108 Н;

Проверка:

Rx3 + Rx4 + Ft3 - Ft2 = 1750 - 1108 + 1225 - 1867 = 0.

в плоскости yz:



Ry3=(Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3l3)/(2l2) = (697·45 - 425·120/2 + 1622·60)/(2·45) = 1147 H;

Ry4=(-Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3(2l2 + l3))/(2l2) =(-697·45 - 425·120/2 + 1622·150)/(2·45) = = 2072 H;

Проверка:

Ry3 - Ry4 - Fr2 + Fr3 = 1147 - 2072 - 697 + 1622 = 0.

Суммарные реакции:

Pr3 = = = 2092 H; Pr4 = = = 2350 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4 [2].

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr4 + YPa4)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr4 = 2350 H; осевая нагрузка Pa4 = Fa4 = 425 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].

Отношение Fa4 / Со = 425 / 11100 = 0,039; этой величине соответствует е = 0,68.

Отношение Рa4 / Pr4 = 425 / 2350 = 0,18 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·2350 + 0· 425) = 2350 H.

Расчетная долговечность, млн. об:



L = (C/Pэ)3 = (18900/2350)3 = 520 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 520·106/60·316,7 = 23,6·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

Приводной вал.

Реакции опор:

в плоскости xz:

Rx5 = -Ft4 (l + l4)/l = -1225·810 / 750 = -1323 Н;

Rx6 = Ft4 l4/ l = 1225·60 / 750 = 98 Н;

Проверка:

Rx5 + Rx6 + Ft4 = -1323 + 98 + 1225 = 0.

в плоскости yz:

Ry5= Fr4 (l + l4)/l = 1622·810/750 = 1752 H;

Ry6 = Fr4 l4/l = 1622·60/750 = 130 H;

Проверка:

Ry6 - Ry5 + Fr4 = 130 - 1752 + 1622 = 0.

Суммарные реакции:

Pr5 = = = 2195 H; Pr6 = = = 163 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 5 [2].

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr5 + YPa5)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr5 = 2195 H; осевая нагрузка Pa5 = Fa5 = 0; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].

Рэ = 2195 H.

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (81900/2195)3 = 620 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:



Lh = L·106/60n = 620·106/60·316,7 = 32,3·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

8. Расчет внутренних силовых факторов валов

Расчет ведем по РТМ 2-056-2-80.

Быстроходный вал.

Опасное сечение - шестерня. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = Rx1l1 = 933,5 · 0,045 = 42 Н·м;

Мх = Rу1l1 = 443 · 0,045 = 20 Н·м;

Мсеч = = = 46,5 Н·м.

Материал вала - сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа,

у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09 [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

уа = уu = Мсеч / 0,1d3 = 46,5 · 103 / 0,1 · 403 = 7,3 МПа

фа = фк /2 = М1 / 2 · 0,2d3 = 40 · 103 / 0,4 · 403 = 2,6 МПа

Ку / Кdу = 3,8 [2]; Кф / Кdф = 2,2 [2];

KFу = KFф = 1 [2]; KV = 1 [2].

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу - 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф - 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 7,3 = 13; Sф = ф -1Д / ф а = 91 / 2,6 = 35

S = Sу Sф / = 13 · 35 / = 12 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Рассмотрим тихоходный вал. Опасное сечение - опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = Ft3l3 = 1225·0,06 = 73,5 Н·м;

Мх = Fr3l3 = 1622·0,06 = 97 Н·м;

Мсеч = = = 122 Н·м.

Материал вала - сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа,

у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09 [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

уа = уu = Мсеч / 0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 403 = 19 МПа

фа = фк /2 = М2 / 2 · 0,2d3 = 112 · 103 / 0,4 · 403 = 4,4 МПа

Ку / Кdу = 3,8 [2]; Кф / Кdф = 2,2 [2];

KFу = KFф = 1 [2]; KV = 1 [2].

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу - 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф - 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 19 = 5; Sф = ф -1Д / ф а = 91 / 4,4 = 20,6

S = Sу Sф / = 5 · 20,6 / = 4,9 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Рассмотрим приводной вал. Опасное сечение - опора 5. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = Ft4l4 = 1225·0,06 = 73,5 Н·м;

Мх = Fr4l4 = 1622·0,06 = 97 Н·м;

Мсеч = = = 122 Н·м.

Материал вала - сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа,

у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09 [2].

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

уа = уu = Мсеч / 0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 603 = 5,6 МПа

фа = фк /2 = М3 / 2 · 0,2d3 = 580 · 103 / 0,4 · 603 = 6,7 МПа

Ку / Кdу = 3,8 [2]; Кф / Кdф = 2,2 [2];

KFу = KFф = 1 [2]; KV = 1 [2].

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу - 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф - 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 5,6 = 17; Sф = ф -1Д / ф а = 91 / 6,7 = 13,6

S = Sу Sф / = 17 · 13,6 / = 10,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.



9. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [4]:

V = 1,98 м/с - V40° = 33 мм2/с

По [4] принимаем масло индустриальное ИТП-200, у которого V40°C = 29-35 мм2/с.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки выбираем по ГОСТ 23360-78, в зависимости от диаметра вала.

Напряжение смятия [4]:

усм = 2М / d(l - b)(h - t1) < [у]см = 120 МПа

Быстроходный вал Ш26 мм, шпонка 8 Ч 7 Ч 40, t1 = 4 мм.

усм = 2 · 40 · 103 / 26 · (40 - 8)(7 - 4) = 32 МПа < [у]см

Тихоходный вал (третий) Ш45 мм, шпонка 14 Ч 9 Ч 28, t1 = 5,5 мм.

усм = 2 · 112 · 103 / 45 · (28 - 14)(9 - 5,5) = 102 МПа < [у]см

Тихоходный вал Ш32 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 40, t1 = 5 мм.

усм = 2 · 112 · 103 / 32 · (40 - 10)(8 - 5) = 78 МПа < [у]см

Приводной вал Ш54 мм, шпонка 16 Ч 10 Ч 70, t1 = 6 мм.

усм = 2 · 580 · 103 / 54 · (70 - 16)(10 - 6) = 99 МПа < [у]см



11. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [2].

Диаметр конца вала: Ш26 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 125-26-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[М] = 125 Н · м, D Ч L = 120 Ч 125.

В нашем случае: М1 = 40 Н · м

Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.



Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

3. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.