Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине: ”Детали машин”

Синюкова Оксана Николаевна

ХТ и Т 3 курс , 1 группа

Ильичёв Владимир Андреевич

Москва 2010г.

СОДЕРЖАНИЕ

1. Кинематический расчет механизма

2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

3. Расчет цепной передачи

4. Расчет выходного вала

5. Подбор подшипников

6. Литература

1. Кинематический расчет механизма

Исходные данные для расчета:

F1 = 2,8 kH - натяжение ведущих ветвей тяговой цепи конвейера

F2 = 0,8 kH - натяжение ведомых ветвей тяговой цепи конвейера

v = 1,3 м/с - скорость тяговой цепи конвейера

Dб = 0,37 м - диаметр барабана

h = 0,8 м - высота приводной станции.

КПД привода

зпр = змуфты зредук зцеп зопор = 0,985*0,97*0,94*0,99=0,89

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр = (F1 - F2 )*v/ зпр = ( 2,8- 0,8)*1,35/0,89 = 2,92 кВт

Выбор электродвигателя

Ртр>Рэд= 3 кВт

Выбираем электродвигатель 4А112МА6 с nэд=955 мин-1 и Tmax/Tном=2,5

Выбор электродвигателя обусловлен небольшим общим передаточным числом.

Частота вращения барабана.

nт.зв=60*V/П*Dб =(60*1,3)/(3,14*0,37)=67,1 мин-1

Передаточное число привода.

Uпр= nэд/nб =955/67,1=14,23

Разбивка передаточного числа по элементам схемы.

Uпр=Uр*Uцп =14,23

Предварительное передаточное число цепной передачи.

Из соображений принимаем dзв2=Dб

dзв1=140 мм

Uцп=dзв2/dзв1

U'цп=370/140=2,6

Предварительное значение передаточного числа редуктора.

Uр=Uпр/Uцп =14,23/2,6=5,5

Назначаем окончательное передаточное число редуктора и цепной передачи.

Uр=5,5

Uцп=14,23/5,5=2,6

Частоты вращения, мощности и вращающего момента по валам схемы.

Первый вал.

P1=Ртр= 2,92 кВт

n1 = nэд=955 мин-1

Т1= 9550P/n = 9550P/n=9550*2,92/955=29,2 H/м

Второй вал.

P2=P1*зм =2,92*0,985=2,876

n2=n1= 955 мин-1

Т2=9550Р1/n1

Третий вал.

P3 = P2*з р = 2,876*0,97=2,79 кВт

n3=n2/Uр =955/5,5=173,6 об/мин

Т3 =Т2* Uр *зр =2,876*5,5*0,97=153,4 Н/м

Четвертый вал.

P4= P3 *зц*зоп= 2,79*0,94*0,97 = 2,596 кВт

n4= n3 / Uц =173,6/ 2,6= 67 мин-1

T4=T3*Uц* зц*зоп = 153,4*2,6*0,94*0,99=371,16 Н/м

Таблица.

	Единицы измерений	1 вал	2 вал	3 вал	4 вал
КПД	_	0,985 0,97 0,94
U	_	5,5 2,6
n	мин-1	955	955	173,6	64
P	кВт	2,92	2,88	2,79	2,60
T	Н/м	29,2	28,8	153,6	371,2

2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные для расчета:

Вращающий момент на валу шестерни: T1= 28,8Н/м;

Вращающий момент на валу колеса: T2=153,6 Н/м;

Частота вращения вала шестерни: n1=955 мин-1;

Частота вращения вала колеса: n2=173,6 мин-1;

Передаточное число зубчатой передачи: U=5,5;

Ресурс работы привода: Lh=10 тыс.ч;

Tmax/Tном=2,5.

Проектировочный расчет на сопротивление контактной усталости.

dw=Kd*іv ((Ka*Kнв*T2 *(U+1))/( шd*[у]н2)* U2 )) (1)

Ожидаемая окружная скорость (V) и степень точности передачи.

V=n1* іvT1/2000

V=955* іv28,8/2000=1,48 м/с

Принимаем 8-ую степень точности изготовления зубчатых колес по ГОСТ 1643-81.

Выбор материала.

Для малонагруженной тихоходной передачи, к конструкции которой не предъявляются жесткие габаритные требования, и для условий мелкосерийного производства назначаем материал, термообработку (ТО) и твердость зубьев:

- для шестерни: сталь 40ХН с ТО: нормализация, улучшение,H1=335 HВ

- для колеса: сталь 40Х с ТО: нормализация, улучшение,H2=310 HВ

Относительная ширина ( шd).

Для H < 350 HB и симметричного расположения колес примем шd=0,8

Коэффициент внешней динамической нагрузки (Ka).

Поскольку задана циклограмма нагружения ,в которой учтена внешняя динамическая нагрузка, примем Ka=1.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (Kнв).

Для шd=0,8 и H < 350 HB примем Kнв=1,04 и KFB=1,1

Коэффициент режима (м).

При расчете на сопротивление контактной усталости ( ).

м3=У (фi /фУ )*(Ti/Tmax)3 = 0,7 +0,3*0,73 =0,803

При расчете на сопротивление изгибной усталости.

Для однородной структуры материала.

м6=У (фi /фУ )*(Ti/Tmax)6 =0,7+ 0,3*0,76 =0,735

Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление контактной усталости ([у]н).

Суммарное число циклов (NУ).

NУ =60*n1*n3*Lh

n3=1 - для непрерывной работы

NУ1=60*955*1*10*103=5,73*108

NУ2=NУ1/U =5,73*108 /5,5 =1,04*108

Эквивалентное число циклов ( N нe).

NHE= м3*NУ1=0,803*5,73*108=4,6*108

NHE2=NHE1/U= 4,6*108/5,5=8,36*107

Базовое число циклов (NHlim).

NHlim=30 HВ2,4

NHlim1=30*3352,4 =3,45*107

NHlim2=30*3102,4 = 2,86*107

Коэффициент долговечности (ZN).

Так как NHE1 > NHlim1 и N HE2 > NHlim2 , то:

ZN=І°v (NHlim/NHB)

ZN1=І°v(3,45*107/4,6*108 )=0,88

ZN2=І°v(2,86*107/8,36*1087)=0,95

Предел контактной выносливости (уHlim).

уHlim=2HH1+70

уHlim1=2*335+70=740 МПа

уHlim2=2*310+70=690 МПа

Коэффициент запаса (SH).

Для колес с ТО: нормализация, улучшение: SH1=1,1 SH2=1,1

Допускаемые напряжения ([у]H): для шестерни ([у]H1) и для колеса ([у]H2).

[у]Hi=((уHlimi*ZNi)/SHi)*ZRi*Zv*Zxi (2)

Для ожидаемой скорости V<10 м/с примем в проектировочном расчете: ZR*Zv*Zxi=1,0

[у]H1=740*0,88*1,0/1,1=592 МПа

[у]H2=690*0,95*1,0/1,1=595 МП

Расчетное допускаемое напряжение ([у]H).

Для прямозубой передачи примем за расчетное меньшее допускаемое напряжение, т.е. в моем случае для шестерни:

[у]H=[у]H1=592 МПа

Проектировочный расчет.

Начальный диаметр шестерни (dw1) по формуле (1):

dw1=770іv((1*1,04*153,6)/(0,8*5922))*(5,5+1)/5,52=37,5 мм

Геометрические параметры передачи и ее элементов.

Расчетная ширина колеса (bw).

bw= ш d*dw1 = 0,85*37,5 =31,9мм принимаем bw=32 мм.

Межосевое расстояние (aw).

aw=dw1*(U+1)/2= 37,5*(5,5+1)/2=121,8 мм

Примем стандартное межосевое расстояние aw=125 мм.

Модуль (m).

m=(0,01…0,02)*aw

m=1,25…2,5 мм

Выберем несколько стандартных модулей и определим остальные геометрические параметры. Результаты расчета сведем в таблицу 1

Параметры	Модуль m, мм
	1,5	1,75	2,0	2,25
1.УZ=2*aw/m	167	143	125	111
2. Z1= УZ/(U+1)	26	22	19	17
3. Z2= УZ - Z1	142	121	106	94
4. Uф=Z2/Z1	5,42	5,5	5,58	5,53
5. dw1=m*Z1, мм	39	38,5	38	38,25
6. dw2=m*Z2, мм	211,5	211,75	212	211,5
7. aw=0,5*(dw1+dw2) , мм	125,25	125,125	125	124,875

Из 4-х вариантов выберем 3-ой (m=2,0 мм) из следующих соображений:

- межосевое расстояние - стандартное (aw=125 мм) и не требует корректирования;

Диаметры зубчатых колес.

Начальные диаметры из таблицы 1(dw).

dw1=38 мм

dw2=212 мм

Диаметры выступов (da).

da1=dw1+2*m =38+2*2=42 мм

da2=dw2+2*m =212+2*2=216 мм

Диаметры впадин (df).

df1=dw1-2,5*m =38-2,5*2=33 мм

df2=dw2-2,5*m =212-2,5*2=207 мм

Скорость и силы в зацеплении.

Окружная скорость (V).

V=р*dw1*n1/60*1000=3,14*38*955/60*1000=1,9 м/с

Fr=Ft*tgdw=1449*tg20о=527 Н

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости.

ун=190*Zн*Zеv(Ft*Kн*(U+1))/(bw*dw1*U) ?[ у ]н (3)

Коэффициент нагрузки (Kн).

Kн=Ka*Kнv*Kн *Kн (4)

Ka=1,0 ( из п. 2.4)

Kнv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Для 8 степени точности, v=1,9 м/с ,Н1 и Н2 <350HB:Kнv=1,11

KНВ=1,04

Kнб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач 8 степени точности ( однопарное зацепление) можно принять:Kнб=1,0

Kн=1*1,11*1,04*1,0=1,15

Коэффициенты, учитывающие форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (Zн) и суммарную длину контактных линий (Zе).

Для прямозубых колес без смещения инструмента можно принять:

Zн*Z =2,25

привод ленточный конвейер зубчатый

Допускаемые напряжения ([у]н).

Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости поверхностей зубьев (ZR).

Для колес с Т.О.: нормализация, улучшение нет необходимости шлифовать зубья, тогда для зубофрезерования: ZR=0,95

Коэффициенты, учитывающие влияние окружной скорости (Zv) и размера зубчатого колеса (Zx).

Для V=1,9 м/с Zv=1,0

Для dw2=212 мм Zx=1,0

Допускаемое напряжение ([у]н).

С учетом пункта 2.7.8 по формуле (2) для шестерни:

[у ]н=740*0,88*0,95*1*1/1,1=562 МПа

Проверочный расчет на сопротивление изгибной усталости.

у F=Ft*KF*YFS*Y /(bw*m) ? [у]F (5)

Коэффициент нагрузки (KF).

KF=Ka*KFV*KF *KF

KFV=1,23

Kб=1 - для прямозубой передачи

KFв =1,15 для ш d=0,85 Н1 и Н2 < 350 HB

KF=1,0*1,23*1,15*1,0=1,41

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (YFS).

YFS1=4,1 для Z1=19; X1=X2=0

YFS2=3,59 для Z2=212 ; X1=X2=0

Коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев (Y ).

Yе =1 - для прямозубой передачи

Допускаемые напряжения ([у]F).

[у]Fi= уFlimi*YNi*Yе*YR*Yxi/SFi (6)

Предел выносливости при изгибе (у Flim).

уFlim= уоFlim*Yz*Yg*Yd*Ya (7)

уоFlim - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов.

уоFlim = 1,75 НВ -для ТО: нормализация и улучшение, НВ ? 350

уоFlim1=1,75*335=586,25 Мпа

уоFlim2=1,75*310= 542,5 Мпа

Yz - коэффициент, учитывающий влияние заготовки.

Yz=1,0 - для поковок и штамповок

Yg - коэффициент, учитывающий влияние переходной поверхности.

Yg=1,0 - для нешлифованной поверхности

Yd - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения и ли электрохимической обработки переходной поверхности.

Yd=1,0 - при отсутствии этих операций

YА - коэффициент, учитывающий влияние амплитуды противоположного знака

YА=1,0 - для одностороннего приложения нагрузки, так как работа передачи нереверсивная. По формуле (7):

- для шестерни: уFlim1=586,25*1,0*1,0*1,0*1,0=586,25 МПа

- для колеса: уFlim2=542,5*1,0*1,0*1,0*1,0=542,5 МПа

Коэффициент режима ( уF).

м F=У ti/t*(Ti/Tmax)qf

Для H < 350 HB: qF=6 и из циклограммы нагружения:

м 6=0,7*16+0,3*0,76=0,735

Эквивалентное число циклов (NFE).

NFE1=м6*Nz1 =0,735*5,73*108=4,21*108

NFE2=NFE1/U=4,21*108/5,45=7,72*107

Коэффициент долговечности (YN).

Так как NFE1=4,21*108 > 4*106=NFlim

NFE2=7,72*107 > 4*106=NFlim , то

YN1=1,0 и YN2=1,0

Коэффициент безопасности (запаса) - SF.

SF1=1,7 и SF2=1,7

Коэффициент, учитывающий градиент напряжения (Yд ).

Yд =1,082-0,172*lg m =1,082-0,172*lg 2=1,03

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (YR).

Для зубофрезерования с шероховатостью не более Ra=40 мкм YR=1,0

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (Yx).

Yx=1,05-0,000125*dw

Yx1=1,05-0,000125*38=1,04

Yx2=1,05-0,000125*212=1,01

Допускаемые напряжения ([у]F).

По формуле (6):

[у]F1=(586,25*1,0/1,7)*1,03*1,0*1,04=369 МПа

[у]F2=(542,5*1,0/1,7)*1,03*1,0*1,02=332 МПа

Установление слабого элемента зацепления.

[у]F1/YFS1=369/4,1=90 < 92,4=332/3,59=[у]F2/YFS2

Зуб шестерни слабее зуба колеса - проверочный расчет следует проводить по шестерне.

Проверочный расчет на сопротивление изгибной усталости.

По формуле (5):

у F2=(1449*1,41/(31,9*2))*3,62*1,0=115,9 МПа < 332 МПа=[ у ]F2

Следовательно, сопротивление изгибной усталости обеспечено с вероятностью неразрушения более 99%.

Проверочный расчет на прочность при действии максимальной нагрузки.

Расчет по контактным напряжениям (унmax).

унmax=ун vTmax/Tном? [у ]н

Tmax/Tном=2,5 - для электродвигателя 4A 112 МА6

[у ]нmax=2,8 ут

Для шестерни (сталь 40ХН и H2=335НВ):

[у]нmax=2,8*1040=2912 МПа

унmax=544v2,5=860 МПа < 2912 МПа =[у]нmax

Прочность по контактным напряжениям обеспечена.

Расчет по изгибным напряжениям.

уFmax= уF*КAS/KA ? [у ]Fmax (7)

Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчете на прочность (KAS).

KAS=Tmax/Tном=2,5 - из пункта 1 для электродвигателя 4A 112 МА6

Допускаемое напряжение изгиба ([у]Fmax).

[у]Fmax=( уоFSt/SFSt)*Ygst*Ydst*Yx

уоFSt1 =6,5 НВ - базовое значение предельного нпряжения при изгибе максимальной нагрузки.

уоFSt1=6,5 *335=2177,5 МПа

Ygst - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба.

Ygst=1,0 - при отсутствии шлифования

SFSt - коэффициент запаса

SFSt=1,75/Yz=1,75/1,0=1,75

Ydst - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

Ydst=1,0 - при отсутствии деформированного упрочнения

Yx=1,01 из пункта 6.4.8

[у]Fmax=(2177,5/1,75)*1,0*1,0*1,01=1234,2 МПа

Проверочный расчет на прочность по изгибу.

По формуле (7) для шестерни:

у F2max=1105*2,5/1,0=262,5 МПа < 928 МПа=[ ]F2max

Изгибная прочность обеспечена с вероятностью неразрушения более 99%.

3. Расчет цепной передачи

1.Исходные данные.

T1=153,6Н*м - вращающий момент на валу ведущей звездочки.

n1=173,6 мин-1 - частота вращения вала ведущей звездочки.

Dб=0,37 м - диаметр барабана.

Из кинематического расчета и компоновки привода предварительно получены параметры.

Uцп=2,59 - передаточное число цепной передачи.

d1=140 мм - делительный диаметр ведущей звездочки.

a=900 мм; Межосевое расстояние цепной передачи.

ц=15о - угол наклона цепной передачи к горизонту

Выбор цепи и предварительное определение основных параметров.

Окружная сила на ведущей звездочке (Ft1).

Ft1=2*T1*103/d1 =2*153,6*103/140=2194 Н (1)

Проекция площади шарнира (A).

A=Ft1*Kэ/[p]o (2)

Kэ- коэффициент эксплуатации, для средних условий предварительно примем Kэ=1,6

[p]o - допускаемое напряжение в шарнирах роли цепи, ориентируясь на применение роликовой цепи с шагом (P, мм) в данном диапазоне 15,8…25,4 мм для n1=173,6 мин-1 после интерполяции принимаем [p]o=30,7 МПа.

A=2194*1,6/30,7=114,3 мм2

Выбор цепи.

По A=114,3 мм2 формально подходит приводная роликовая цепь ПР-25,4-5670 с шагом P=25,4 и разрушающей нагрузкой Fраз=56700 Н.

Уточнение некоторых геометрических и кинематических параметров.

Минимальное число зубьев ведущей звездочки (Zmin).

d1=P/sin(180o/Z1) (4)

arcsin(180o/Z1)=arcsin(P/d1) (5)

Z1=180o/arcsin(P/d1) (6)

Z1=180о/arcsin(25,4/140)=17

Примем с учетом формулы (3) и пункта 1 Z1=18.

Диаметр ведущей звездочки (по формуле (4)).

d1=25,4/sin(180о/17)=138,2 мм

Число зубьев ведомой звездочки.

Z2=Z1*Uцп =17*2,59=45 (7)

Передаточное число цепной передачи.

Uцп=Z2/Z1=45/17=2,64 (8)

Диаметр ведомой звездочки (по формуле (4)).

d2=25,4/sin(180о/45)=364,12 мм

Межосевое расстояние (a).

a=(30…50)*P (9)

Ориентируясь на a=900 мм, примем a=35*P

a=35*25,4=889 мм

Проверка геометрического условия.

amax ?0,5*(dl1+dl2) (10)

Диаметры окружностей выступов соответственно ведущей (dl1) и ведомой (dl2) звездочек:

dli=P*(0,5+ctg(180o/Zi) (11)

dl1=25,4*(0,5+ctg(180o/17))=148,6 мм

dl2=25,4*(0,5+ctg(180о/45))=375,9 мм

a=889 > 262,3=0,5*(148,6+375,9)

Условие (10) выполнено.

4. Проверочные расчеты цепной передачи

Расчет на износостойкость.

Коэффициент эксплуатации (Kэ).

Kэ=Kд*Ka*Kн*Kреч*Kсм*Kреж*Kт (12)

Kд - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при скпокойной нагрузке примем Kд=1,0

Ka - коэффициент, учитывающий длину цепи, при а=35Р, лежащее в рекомендуемом диапазоне, принимаем Ka=1,0

Kн - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту ц = 15°<45°, то примем Kн=1,0

Kрег - коэффициент, учитывающий регулировку передачи, для передачи с нерегулируемыми осями принимаем Kрег=1,25

Kсм - коэффициент, учитывающий характер смазывания, при регулярном внутри шарнирном смазывании примем Kсм=1,0

Kреж - коэффициент, учитывающий режим работы, при двухсменной работе Kреж=1,25

Kт - коэффициент, учитывающий температуру окружающей среды, при 25°С<<150 °С , то Kт=1,0

Kэ=1,0*1,0*1,0*1,25*1,0*1,25*1,0=1,56

Окружная сила на ведущей звездочке (по формуле (1)).

Ft1=2*153,6*103/138,2 =2223 Н

Расчет на износостойкость по давлению в шарнирах цепи.

P=Ft1*Kэ/A ? [p]o (13)

P=2223*1,56/180=19,3 МПа < 30,7 МПа = [p]о

Условие износостойкости для выбранной цепи обеспечивается.

Расчет на прочность по запасу прочности (по разрушающей нагрузке).

Натяжение ветви цепи от действия силы тяжести (Fq).

Fq=60*q*a*cos ?10*q (14)

q=2,6 - масса одного метра цепи

Fq=60*2,6*889*cos15о=135 Н

Натяжение от центробежных нагрузок (Fц).

Fц=q*V2 (15)

V=Z1*n1*P/(60*1000) - скорость цепи (16)

V=17*173,6*25,4/(60*1000)=1,25 м/с

Fц=2,6*1,252=4,16 Н

Динамическая нагрузка от переменности передаточного числа и ударов в звеньях цепи (Fд).

Fд=(0,08…0,12)*Ft1 (17)

Примем Fд=0,1*Ft1

Fд=0,1*2223=222,3 Н

Максимальная окружная сила (Ftmax).

Ftmax=KAS*Ft1 (18)

Для электродвигателя 4A 112 МА6 отношение максимального вращающего момента при пуске к номинальному: Tпуск/Tном=2.

Примем коэффициент внешней динамической нагрузки: KAS=2,0.

Ftmax=2*2223=4446 Н

Максимальное напряжение в наиболее нагруженной ветви (F1max).

F1max=Ftmax+Fq+Fц+Fд (19)

F1max=4446+135+4,16+222,3=4807,46 Н

Расчет на прочность по запасу прочности (K).

K=Fразр/F1max ?[K] (20)

K=56700/4807=11,8>(5…6)=[K]

[K] - допускаемый запас прочности.

Выбранная цепь отвечает требованию прочности.

Нагрузка от цепи на вал (Fb).

Fb=Kb*Ft1 (21)

Для горизонтального положения (ц = 0) примем Kb=1,15, для вертикального Kb =1,05, для ц=15о примем Kb =1,14

Fb=1,14*2223=2534 Н

Уточнение межосевого расстояния.

Число звеньев цепи (Lt).

Lt=(2*a/P)+((Z1+Z2)/2)+(((Z2-Z1)/(2*П))2*P/a) =2*889/25,4+(17+45)/2+((45-17)/2*П)2*25,4/889=101,12

Примем L = 100 мм

Межосевое расстояние.

a=P/4*[Lt-(Z1+Z2)/2+ v(Lt-(Z1+Z2)/2)2-8*((Z2-Z1)/2*р)2 ] =25,4/4*[100-(17+45)/2+ (100-(17+45)/2)2-8*((45-17)/2*3,14)2 ]=868,9 мм

Рекомендуется a уменьшать на Дa=a*(0,002…0,004) для нормального провисания холостой цепи . Примем a=866 мм.

Профилирование звездочек (рисунок 1).

Возьмем диаметр ролика dp=15,88 мм и расстояние между пластинами цепи BH=15,88 мм для цепи 2ПР-25,4-5670, а из пунктов 2.4.2, 2.4.5, 2.6 - d1, d2, dl1, dl2. Найдем необходимые геометрические параметры и выполним профилирование звездочек (рисунок 1).

- ширина зуба звездочки: b2=0,93*BH-0,15= 0,93*15,88-0,15=14,62 мм (24)

- расстояние от вершин зуба до линии центра дуг закруглений: H=0,8*dp=0,8*15,88=12,7 мм (25)

- радиус закруглений зуба: r3=1,7*dp =1,7*15,88=27 мм (26)

- радиус впадин: r=0,5025*dp+0,05 =0,5025*15,88+0,05=8,03 мм(27)

- диаметр окружностей впадин: di1,2=d1,2-2* (28)

- для ведущей звездочки: di1=138,2-2*8,03=122,14 мм

- для ведомой звездочки: di2=356,05-2*8,03=340 мм

Предварительный расчет выходного вала.

Рассчитать выходной вал одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода ленточного конвейера и подобрать подшипники качения. На консоли выходного вала расположена ведущая звездочка приводной цепи. Тип электродвигателя -- 4А132S6.

Исходные данные

=153,6 Нм - вращающий момент на валу выходном валу;

=173,6 - частота вращения выходного вала;

Силы, действующие в зацеплении (на зубчатом колесе):

- = 1449 Н - окружная;

- =527 Н - радиальная;

- =0 Н - осевая.

=212 мм - делительный диаметр колеса;

=32 мм - ширина колеса;

Направление зуба -- прямое;

Направление вращения выходного вала: против часовой стрелки.

Из компоновки и расчета цепной передачи получены:

- Fв= 3055 Н -- нагрузка от цепи на вал;

- - угол наклона цепной передачи к горизонту;

- Приводная цепь: ПР - 25,4 - 5670 ГОСТ 13568-75;

- b1= 14,6 мм - ширина звездочки.

- ресурс работы привода: Lh= 10 тыс.ч.

Ориентировочный расчет вала.

(1);

примем [1-5]: , мм.

Эскизная проработка вала (конструирование)

Назначаем диаметральные и линейные размеры (рис.1)

- диаметральные размеры:

d1= 35 мм (из п.2 формула (1)) d2= 38 мм (под манжету [1])

d3= 40 мм - ориентируемся на применение однорядного шарикоподшипника легкой серии 208 [1], В= 18 мм [1].

d4= 42 мм -- из технологических соображений (разделение посадок, удобство сборки и т.д.)

d5= 45 мм; d6= 48 мм.

Линейные размеры:

мм - для улучшения технологичности изготовления проверим шпонку на смятие: из [1] для d=45 мм: b=14 мм, h=9мм, t1=5,5 мм. Примем длину шпонки по ГОСТ 23360-78 l=28 мм:

k=h-t, k=9-5,5=3,5 мм.

; МПа < 170 МПа.

=150…200 МПа - допускаемое напряжение на смятие для стальных ступиц и прессовых посадок [2], примем для легкопрессовой посадки и спокойной нагрузки =170 МПа.

- учитывая необходимость обеспечения надежного центрирования звездочки (посадка переходная ) и большую нагрузку, чем на ступице зубчатого колеса.

Из табл. 24.29 [1] для d=35 мм, b=10 мм, h=8 мм, t1=5мм, примем l=36мм, k=8-5=3 мм.



МПа.

МПа=

=80…150МПа - допускае-мое напряжение на смятие для шпонок для стальных ступиц и переходных посадок [2]. Для глухой посадки примем =125 МПа.

=7 мм;

=2 мм. Из условия доступности смазочного материала к подшипникам (при малой скорости зубчатого колеса =2 м/с) и компактности конструкции.

m=36 мм - из условия размещения болта М12 в бобышке и толщины стенки корпуса: =8мм (отливка в землю СЧ-15);

е=7 мм - высота головки болта М8 плюс толщина пружинной шайбы [3];

k= 20 мм - из условия размещения цепи ПР-25,4 (габаритная ширина 30 мм, табл.12.1 и рис.12.3 [4]) и обеспечения зазора между плоскостями болта М и цепи 5мм;

; мм;

; мм;

; мм.

Примем для уменьшения консоли p=24 мм, тогда , мм.

Проверка наличия зазора () между ступицей звездочки и крышкой:

Примем: мм - из технологических соображений (минимальная толщина для отсутствия крошения чугуна СЧ-18 при расточке гнезда под манежное уплотнение);

мм - ширина манжеты для d=38 мм (табл. 24.26 [1]);

мм;

;

мм.

Зазор мм приемлем.

Схема сил (представлена на рис.2).



Где H - горизонтальная плоскость (плоскость разъема редуктора);

V - вертикальная плоскость;

ВЩ - ведущий элемент (шестерня);

ВМ - ведомый элемент (колесо).

Нагрузку от цепи на вал разложим на горизонтальную () и вертикальную составляющие ():

;

; Н.

Расчетная схема вала, определение реакций опор и изгибающих моментов. Выбор опасных сечений.

В соответствии со схемой сил (рис.2) представим расчетную схему вала (рис.3).

Горизонтальная плоскость (определение реакций опор и изгибающих моментов):

; ;

;

Н.

; ;

;

Н.

Проверка:

; ; 2780,5-527+2951-5204,5=0.

Изгибающие моменты:

- в сечении I-I (по середине ступицы колеса рис.3):

Н мм;

- в сечении II-II (по середине подшипника (опоры)В рис 3):

Н мм

- в сечении III - III (у торца звездочки, рис 3):

Н мм.

Вертикальная плоскость (определение реакций опор и изгибающих моментов).

; ;

;

 Н.

; ;

;

Н.

Проверка: ; ; 1399-1449-741+791=0.

Изгибающие моменты:

- в сечении I-I: Н мм;

- в сечении II-II: Н мм

- в сечении III - III: Н мм.

Н мм.

Выбор опасных сечений

Опасные сечения, по которым будем производить проверочные расчеты вала, выберем исходя из следующих факторов:

- величина действующих моментов;

- диаметр вала;

- наличие и вид концентраторов напряжений.

Рассмотрев эпюры моментов (рис. 3), конструктивную схему вала (рис.1) и его диаметральные размеры (п.3), в качестве опасных сечений примем:

- сечение II - II - действуют наибольшие изгибающие моменты и вращающий момент Т2; dII-II=40 мм - больше минимального (dmin=35 мм) на 5 мм; концентратор напряжений подшипниковая посадка с гарантированным натягом;

- сечение III - III - минимальный диаметр вала dIII - III=35 мм; действуют изгибающие и вращающий (Т2) моменты; концентраторы: ступенчатый переход с галтелью, шпоночный паз и переходная посадка .

Изгибающие моменты в опасных сечениях:

, Н мм.

, Н мм.

Проверочный расчет вала на прочность по запасам прочности.

Напряжение изгиба ():

;

- сечение II - II: ; МПа;

- сечение III - III: ; МПа;

Напряжение кручения ():

;

- сечение II - II: ; МПа;

- сечение III - III: ; МПа

Эквивалентное напряжение (): ;

- сечение II - II: МПа;

- сечение III - III: ; МПа.

Запасы прочности по нормальным () и касательным () напряжениям:

(2); (3).

Назначим материал для вала: Сталь 45, ТО: нормализация, улучшение НВ 240…НВ 250; механические характеристики (из табл. 2.1.[5]):

- =800 МПа - предел прочности;

- =550 МПа, =300 МПа - предел текучести соответственно: для нормальных (), касательных () напряжений;

- =350 МПа, =210 МПа - предел выносливости соответственно для касательных () и нормальных () напряжений;

- коэффициент внешней динамической нагрузки: для электродвигателя 4А132S6 [1] примем =2,5.

По формулам (2) и (3) находим запасы прочности:

- сечение II - II: ; ;

- сечение III - III: ;

Запас (общий) прочности при совместном действии изгиба и кручения ():

(4).

- допускаемый запас прочности по пределу текучести; из табл. 5.6 [5] для примем =2,5.

- сечение II - II: ;

- сечение III - III:

Оценка необходимости проверки вала на сопротивление усталости.

Запас прочности по усталости ():

.

=1…1,5 - учитывает точность расчета, примем =1,3;

=1,2…2,5 - учитывает степень однородности материала и уровень технологии; т.к. вал подвергнут нормализации и в последующем обтачивается и шлифуется, можно принять =1,4;

=1,0…1,5 - учитывает ответственность детали; для средних условий примем =1,2.

Влияние концентраторов напряжений.

Сечение II - II: подшипниковая посадка с гарантированным натягом [3], [6]:

Отклонение вала: верхнее мкм, нижнее мкм.

Отклонение отверстия: верхнее мкм, нижнее мкм.

мкм - максимальный натяг;

мкм - минимальный натяг;

мкм.

Для мкм можно ожидать [6]: р=10 МПа - давление на вал от посадки; более того можно определить по формуле Ляма [5] (см.п.8.2 - уточненный проверочный расчет вала на сопротивление усталости).

Из рис. 16.9 [4] (или рис.5.3а [5]) для d=40 мм:

,

где - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров.

- коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала в МПа;

.

- коэффициент, учитывающий давление р в посадке;

.

.

Сечение III - III. Концентраторы напряжений: ступенчатый переход вала с галтелью, шпоночный паз и переходная посадка [3], [6]:

Средний натяг оценим приблизительно.

мкм, мкм.

мкм, мкм.

;

;

[5]

- допуск на отверстие;

- средний допуск;

; - соответственно допуск и средний допуск на вал;

- среднее верхнее отклонение отверстия;

- среднее верхнее отклонение вала;

(6) - средний (приближенный натяг).

мкм; мкм;

по формуле (5): мкм - средний натяг.

мкм; мкм;

мкм; мкм;

мкм; мкм;

по формуле (6): мкм - средний (приближенный натяг.) для сечения III - III меньше мкм для II-II сечения в раза, уменьшим р соответственно, т.е:

МПа - примем давление посадки на вал в сечении III- III.

Из рис. 16.9 [4] (или рис 5.3а [5]) для d=35 мм: ,

, тогда: .

Для данного раздела (п.7) будем предварительно считать, что наибольшее влияние на сопротивление усталости оказывает посадка (более подробно это будет показано в п.8.2).

Оценка необходимости проверки вала на сопротивление усталости.

(7).

Если условие (7) выполнятся, то условия сопротивлению усталости заведомо удовлетворяются и уточненный расчет производить нет необходимости [4]:

- сечение II - II: ;

- сечение III - III: .

из п.6.3.

Уточненный проверочный расчет вала на сопротивление усталости.

Переменные (,) и постоянные (,) составляющие цикла напряжений.

При расчете вала по постоянной (номинальной) нагрузке приближенно считают [1-5]:

- напряжения изгиба изменяются по знакопеременному симметричному циклу (рис. 4а);

- напряжения кручения изменяются по пульсационному (отнулевому) циклу (рис.4б).

(п.6.1);

;

При переменном режиме нагружения расчет ведут по приведенным (по ресурсу) амплитудным напряжениям: (8); (9), где Кg - коэффициент долговечности (см. п. 8.4).

Влияние концентраторов напряжений

; ;

Из табл. 16.2 [4] ( или табл. 5.7 [5]):

Из табл. 16.6 [4] ( или табл. 5.10 [5]):

Шпоночный паз

Из табл. 5.8 [5] и пальцевой фрезы:

Переходная посадка ()

Для определения давления на вал от посадки р используем формулу Лямэ [5]

(10),

где d - диаметр сопряжения, мм (d=35 мм)

Коэффициент жесткости:

Е1,Е2 - модули упругости вала, ступицы звездочки

Е1=Е2=Естали=2,1*105 МПа

- средний натяг, (из п.7.2)

- коэффициенты Пуассона вала, ступицы (звездочки)

d1=0 - диаметр отверстия пустотелого вала ( в нашем случае вал цельный)

d2=50 - диаметр ступицы звездочки - принят конструктивно исходя из размеров шпонки для d=35мм (табл. 24.29 [1])

;

По формуле (10)

19=0,92

Выводы:

1.Для изгибных напряжений наибольшее влияние оказывает переходная посадка - примем в последующих расчетах: .

2. Для напряжений кручения наибольшее влияние оказывает ступенчатый переход с галтелью - примем в последующих расчетах : .

Коэффициенты снижения предела выносливости натуральной детали в сравнении с эталоном (лабораторным образцом) для нормальных () и касательных напряжений ().

;

KF - коэффициент, учитывающий чистоту поверхности (шероховатость); для точения Ra=1,6 мкм из табл. 16.7 [4] примем: KF=0,93

Kv - коэффициент влияния упрочнения; Kv = 1,0 - упрочнение не предусматривается.

;

Коэффициент долговечности (Кg)

(11) 0,6 Кg1,0

Показатель степени кривой усталости

; С=5+ С=5+,

Суммарное число циклов нагружения вала за ресурс:

;

Коэффициент режима

; для блока нагружения

Приведенное () и базовое () числа циклов нагружений

;

, примем

Вывод: т.к. >, то Кg=1,0, а

;

Проверочный расчет вала на сопротивление усталости по запасам прочности по усталости.

Коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла для нормальных и касательных напряжений

;

Запасы прочности по усталости для нормальных и касательных напряжений

; ;

;

Запас (общий) по усталости при совместном действии изгиба и кручения (n)

;

Выводы

1. Запасы прочности весьма большие и имеется резерв по уменьшению диаметров ступеней вала

2. Этот вопрос можно пока не рассматривать до подбора подшипников.

9. Подбор подшипников.

9.1 Ориентировочный выбор подшипников.

В соответствии с п.1 (рис.1) ориентируемся на применение однорядных радиальных шарикоподшипников легкой серии 208. Схема установки - враспор. Из табл.24.10 [1]:

=32000Н - допускаемая (каталожная) динамическая грузоподъемность;

=17800 Н - базовая статистическая радиальная грузоподъемность.

Эквивалентная динамическая нагрузка ().

Радиальная нагрузка на подшипники ():

Опора А (п.5): ; Н.

Опора В (п.5): ; Н.

Расчет будем вести по опоре В, как более нагруженной.

Эквивалентная динамическая нагрузка ():

(12)

где X, Y - безразмерные коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V - коэффициент вращения; V=1,0 - вращается внутренние кольцо;

- коэффициент безопасности; =1,2 - примем для легких толчков;

- температурный коэффициент; =1,0, т.к.

X=1,0; Y=0; (табл. 7.1 [1])

;

Приведенная эквивалентная динамическая нагрузка (РЭпр)

Коэффициент приведения переменного режима к условному постоянному (Кпр)

Используя заданный блок нагружения

Приведенная эквивалентная динамическая нагрузка (РЭпр)

РЭпр=Кпр*РЭв; РЭпр= Н

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности (С)

Количество млн оборотов (долговечность)

;

; С=

Фактический ресурс подшипника

;

Из табл. 7.5 [1] для надежности 90 % примем а1=1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности; из [1] для обычных условий а23=0,7…0,8; примем а23=0,75.

;

Выводы

1. Подшипник 208 пригоден и отрабатывает заданный ресурс с надежностью, чуть большей 90 %.

2. Уменьшение диаметров ступеней вала (см п.8) нецелесообразно.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, М., «Высшая школа», 2001, 447 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин, М., «Высшая школа», 1976, 399 с.

3. Анурьев В.И. Справочник контруктора-машиностроителя, т.1,т.2, М., «Машиностроение», 1999, 567 с.

4. Решетов Д.Н. Детали машин, М., «Машиностроение», 1989, 496с.

5. Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редуктора, методические указания №321, МАМИ, М.,1976.

6. Бейзельман Р.Д. Подшипники качения. Справочник, М., «Машиностроение», 1975, 574с.

Размещено на Allbest.ru