Привод ленточного конвейера

Выбор электродвигателя. Определение частот вращения, вращающих моментов на валах, срока службы приводного устройства. Расчет зубчатых передач. Проектирование ременной передачи, Выбор и обоснование муфты. Определение параметров валов и подшипников.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 18.10.2014
Размер файла 278,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Привод ленточного конвейера

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение мощности на выходе РВ

где - окружная сила на барабане в кН

-скорость конвейера в м/с

Определение общего КПД привода

где р=0,96 - КПД открытой ремённой передачи табл. 1.1 /1/ с. 6

ц=0,96 - КПД зубчатой цилиндрической передачи табл. 1.1 /1/ с. 6

м=0,98 - КПД муфты табл. 1.1 /1/ с. 6

оп=0,994 - КПД опор приводного вала табл. 1.1 /1/ с. 6

Определение требуемой частоты электродвигателя РЭ.ТР

Определение частоты вращения приводного вала nB

,

где Dб - диаметр барабана в мм

По табл. 24.9 /2/ выбираю электродвигатель:

АИР100L2: Р = 5.5 кВт, n = 2850 мин-1.

1.2 Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное отношение

Передаточное число ременной передачи uр = 3

Определяем передаточное число редуктора

Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора по формуле

табл. 1.3 /1/ с. 8

Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора

1.3 Определение частот вращения

Частота вращения приводного вала

nвыхода=39.2 об/мин

Частота вращения вала колеса тихоходного вала

nт=nвыхода=39.2 об/мин

Частота вращения промежуточного вала

nпр=nТ•uТ=39.2•4.4=172.48 об/мин

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

nБ=nпр•uБ=172.48•5,5=946.64 об/мин

Частота вращения вала двигателя

nдвиг=nБ•uрем=946.64•3=2846 об/мин

1.4 Определение вращающих моментов на валах

Вращающий момент на тихоходном валу

Н•м

Вращающий момент на тихоходном валу

Н•м

Вращающий момент на промежуточном валу

Н•м

Вращающий момент на быстроходном валу

Н•м

Вращающий момент на валу двигателя

Н•м

1.5 Срок службы приводного устройства

Lh=365•Lr•Kгод•Kсут•24=365•5•0.8•0.58•24=20323.2 ч

Lr=5 - срок службы привода, лет

Kгод =0,8 - коэффициент годового использования

Ксут=0,58 - коэффициент суточного использования

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материала

Тихоходная ступень

Выбираем материал: Сталь 40ХН

Для шестерни HRC3=48..53; уВ=920 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=420 Н/мм2

термообработка улучшение + закалка ТВЧ; HRC3ср1=50.5

Для колеса HB=269..302; уВ=920 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=420 Н/мм2

термообработка улучшение; HBср2=285.5

Определение допускаемых контактных напряжений

МПа

МПа

Определение предела контактной выносливости по [1, c. 13]

МПа

МПа

Коэффициент запаса

SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

При термообработке улучшение SH2=SH1=1.1 [1, c. 13]

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

Для шестерни NHG1==86,2 млн. циклов

Для колеса NHG2==23,5 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh

Для шестерни NK1=60•172,48•1•20323.3=210 млн. циклов

Для колеса NK2=60•39,2•1•20323.3=48 млн. циклов•

в) Определяем эквивалентное число циклов нагружения зубьев

Для шестерни NHE1= мHNK1=1•210•106=210•106

Для колеса NHE2= мHNK2=1•48·106=48•106

Так как NHЕ1>NHG1 и NHE2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности

zN1=1 и zN2=1

Коэффициент шероховатости ZR [1, c. 13]

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c. 14]:

ZV=1

Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи

[у]H=0.45•([у]H01+[у]H02)=0.45•(582.7+962.3)=695.25МПа

Так как выполняется условие [у]H?[у]Hmin, то принимаем [у]H=695,25 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Коэффициент долговечности YN

Базовое число циклов нагружений NFG=4•106

Для шестерни NFE1= мFNK1=1•210•106=210•106

Для колеса NFE2= мFNK2=1•48•106=48•106

Так как NFE1>NFG1 и NFE2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности

YN1=1 и YN2=1

Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1

Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c. 15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

МПа

МПа

Быстроходная ступень

Выбираем материал: Сталь 40Х

Для шестерни HRC3=45…50; HB=425…480; уВ=900 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=410 Н/мм2

термообработка улучшение, нормализация; HBср1=452.5

Для колеса HB=269…302; уВ=900 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=410 Н/мм2

термообработка улучшение, нормализация; HBср2=285,5

Определение допускаемых контактных напряжений

МПа

МПа

Определение предела контактной выносливости по [1, c. 13]

МПа

МПа

Коэффициент запаса

SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

При термообработке улучшение SH2=SH1=1.1 [1, c. 13]

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

Для шестерни NHG1==70,9 млн. циклов

Для колеса NHG2==23,5 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh

Для шестерни NK1=60•946,64•1•20323.3=1 млрд. 154 млн. циклов

Для колеса NK2=60•172,48•1•20323.3=210 млн. циклов•

в) Определяем эквивалентное число циклов нагружения зубьев

Для шестерни NHE1= мHNK1=1•1154•106=1154•106

Для колеса NHE2= мHNK2=1•210·106=210•106

Так как NHЕ1>NHG1 и NHE2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности

zN1=1 и zN2=1

Коэффициент шероховатости ZR [1, c. 13]

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c. 14]:

ZV=1

Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи

[у]H=0.45•([у]H01+[у]H02)=0.45•(886,4+582,7)=661,1 МПа

Так как выполняется условие [у]H?[у]Hmin, то принимаем [у]H=661,1 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Коэффициент долговечности YN

Базовое число циклов нагружений NFG=4•106

Для шестерни NFE1= мFNK1=1•1154•106=1154•106

Для колеса NFE2= мFNK2=1•210·106=210•106

Так как NFE1>NFG1 и NFE2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности

YN1=1 и YN2=1

Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1

Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c. 15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

МПа

МПа

2.2 Тихоходная ступень

Межосевое расстояние

мм

K=8 - коэффициент, зависит от твердости шестерни и колеса стр. 17 /1/

Окружная скорость

м/с

Назначаем 9-ю степень точности передачи табл. 2.5 /1/

Уточняем межосевое расстояние по формуле

Kа = 410 - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

- коэффициент нагрузки

табл. 2.6 /1/ - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагрузки

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

- коэффициент ширины

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Выбираем стандартное число aw=180 мм

Ширина венца колеса и шестерни

b4baaw=0.315•180=57 мм

Принимаем b=57 мм

b3=b4+4=57+4=61 мм

Минимальное значение модуля зацепления

мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

Максимальное значение модуля

мм

Принимаем по стандартному ряду m=3 мм

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Действительная величина угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Принимаем z1=22

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=67,6+2•3=73,6 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=67,6-2.5•3=60,1 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=292,3+2•3=298,3 мм

диаметр впадин зубьев df2=d2-2.5m=292,3-2.5•3=284,8 мм

Проверка межосевого расстояния

aw=(d1+d2)/2=(67,6+292,3)/2=180 мм

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

МПа

Силы в зацеплении

а) окружная Ft2=2·103T1T/d1=2·103·271,1/67,6=8020 Н

б) радиальная Fr2=Ft2·tgб/cosв=8020·tg20/cos12,8=2993,4 Н

в) осевая Fa2=Ft2·tgв=8020·tg12,8=1822,1 Н

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

МПа

YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Yв=1-в?/100=1-12,8/100=0.872 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Yе=0.65

б) в зубьях шестерни

YFS1=4.1 - коэффициент формы зуба шестерни

2.3 Быстроходная ступень

Так как редуктор соосный межосевое расстояние принимаем такое же как и у тихоходной ступени aw=180 мм

Ширина венца колеса и шестерни

b2baaw=0.25•180=45 мм

Принимаем b=45 мм

b1=b2+5=50 мм

Минимальное значение модуля зацепления

мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

Максимальное значение модуля

мм

Принимаем по стандартному ряду m=2 мм

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Действительная величина угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Принимаем z1=27

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=54,91+2•2=58,91 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=54,91-2.5•2=49,91 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=305,09+2•2=309,09 мм

диаметр впадин зубьев df2=d2-2.5m=305,09-2.5•2=300,09 мм

Проверка межосевого расстояния

aw=(d1+d2)/2=(87.45+272.55)/2=180 мм

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

МПа

Силы в зацеплении

а) окружная Ft=2·103T/d1=2·103·51,86/54,91=1888,9 Н

б) радиальная Fr=Ft·tgб/cosв=1888,9·tg20/cos10.49=699,3 Н

в) осевая Fa=Ft·tgв=1888,9·tg10.49=349,8 Н

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

МПа

YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Yв=1-в?/100=1-10.49/100=0.8951 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Yе=0.65

б) в зубьях шестерни

YFS1=3.86 - коэффициент формы зуба шестерни.

3. Проектирование ременной передачи

3.1 Проектный расчет

Выбор сечения ремня

Выбираем сечение А, т.к. номинальная мощность Pном=5,5 кВт, а частота вращения n=2850 об/мин.

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d1min=90 мм

Расчетный диаметр ведущего шкива

d1=140 мм

Диаметр ведомого шкива

d2=u·d1(1-е)=3·140 (1-0.01)=415,8 мм

где е - коэффициент скольжения

Округляем до стандартного d2=400 мм

Фактическое передаточное число uф

;

Ориентировочное межосевое расстояние a

а0.55 (d1+d2)+h=0.55·(140+400)+8=305 мм

Расчетная длина ремня

мм

Выбираем стандартную величину l=1600 мм

Уточнение межосевого расстояния

Угол обхвата ремнем ведущего шкива

Скорость ремня

м/с

Частота пробегов ремня

U=v/l=20,9/1,4=14,9 с-1

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм2

Значения Сa; Сl; Cz; Cp из таблицы 5.2 /2/

Сa=0.88 - коэффициент угла обхвата a1 на меньшем шкиве

Сl=1 - коэффициент влияния отношения расчетной длины

Cp=0.9 - коэффициент динамичности нагрузки

Cz=0,9 - коэффициент числа ремней

[P0] из таблицы 5.5 [1] [P0]=3,42 Н/мм2

[Pп]=[P0] CpСaClСz=3,42·0.9·0.88·0.9·0.9=2,44

Количество клиновых ремней

z=Pном/[Pп]=5/2,44=2,05 принимаем z=3

Сила предварительного натяжения,

Н

Окружная сила передаваемая ремнем,

Н

Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня,

Н; Н

Сила давления ремня на вал Fоп

Н

3.2 Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax

уmax1иv[у]р

где Н/мм2

Н/мм2

уv=сv2·10-6=1300·20,92·10-6=0,6 Н/мм2

[у]р=10 Н/мм2

уmax1иv=0,46+4,6+0,6=5,6610 Н/мм2

4. Эскизная компоновка

4.1 Расчет диаметров ведущего вала

Диаметр вала под шкив

Принимаем d1 - выходного конца быстроходного вала d1=28 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под подшипники

- под шестерню.

- под подшипник.

Длины определяем графически.

4.2 Расчет диаметров промежуточного вала

Определяем диаметр вала под колесом по формуле на с. 42 /1/:

мм

Принимаем d1=40 мм

Принимаем d2=45 мм

- под подшипник.

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 средняя серия №307

Длины определяем графически.

4.3 Расчет диаметров ведомого вала

Диаметр вала под полумуфту

мм

Принимаем d1 - выходного конца тихоходного вала d1=63 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под подшипники по таблице К27 /2/.

Принимаем d2=70 мм

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 серия легкая №212

- под колесо.

Принимаем d3=80 мм

- под подшипник.

Длины определяем графически.

4.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала шестерни выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; Cr=33,2 кН; C0r=18 кН)

Для промежуточного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; Cr=33,2 кН; C0r=18 кН)

Для тихоходного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 212. (d=60 мм; D=110 мм; B=22 мм; Cr=52 кН; C0r=31 кН)

4.5 Конструктивные размеры

Быстроходная ступень

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше d1=54,91 мм; da1=58,91 мм; df1=49,91 мм; b1=50 мм.

Колесо кованное

d2=305,09 мм; da2=309,09 мм; df2=300,09 мм; b2=45 мм.

Диаметр ступицы dст=1.5dвала=1.5•40=60 мм.

Длина ступицы lст=(0,8?1.5)•dвала=32..60, принимаем lст=45 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b2=6 мм, принимаем S=6 мм.

Толщина диска C=0.375b2=0.375•4517 мм.

Тихоходная ступень

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше

d3=67,6 мм; da3=73,6 мм; df3=60,1 мм; b3=61 мм.

Колесо литое

d4=292,4 мм; da4=298,4 мм; df4=284,8 мм; b4=57 мм.

Диаметр ступицы dст=1.6dвала=1,6•80128 мм.

Длина ступицы lст=(0,8?1.5)•dвала=64..120=70 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b2=9,45 мм, принимаем S=10 мм.

Толщина диска C=0.375b2=0.375•5722 мм.

5. Выбор муфты

Расчетный момент для муфты

Tр=T•K=1133,8•1,3=1473,9 Н•м

К=1,3 - коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 63 мм.

T=2000 Н•м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

Н

6. Расчет валов

6.1 Расчет быстроходного вала

y Ft=2273,3 Н; Fr=841,4 Н; Fa=420,1 Н; Fоп=983 Н

lоп=0.065; l1=0.040; d1=0.08745 м

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MC=0;

MA=-Fоп·lоп=-983·0,065=-62,9 Н·м

MD(лев)=-Fоп·(lоп+l1) +RAy•l1=-983·(0.064+0.040)+1131,4·0.040=-57 Н·м

MD(прав)= Fоп·(lоп+l1) +RAy•l1+ Fa1•(d1/2)=

=-983·(0.064+0.040)+1131,4·0.040+420,4·(0.08745/2)=-38,6 Н·м

MC= Fоп·(lоп+l1+l1) +RAy•(l1+ l1)+ Fa1•(d1/2)+Fr1·l1=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) проверка

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0

MD=RAx•l1=1136,55·0.040=45,4 Н·м

MB=RAx•(l1+l1) - Ft1•l1 =0 Н·м

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=99,4 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

;

5. Эпюра суммарных моментов

;

6.2 Расчет промежуточного вала

Ft=2273,3 Н; Fr=841,4 Н; Fa=420,1 Н; Ft2=5874.9 Н

Fr2=2174.5 Н; Fa2=1085.6 Н; d2=0,27255 м; d3=0.1007 м

l1=0.062 м; l2=0.155 м; l3=0.045 м

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) Проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0;

MС(лев)= RAy•l3=1201.6·0,045=54.07 Н·м

MС(прав)=RAy•l3+Fa•d2/2=1201.6·0,045+420.1·(0,27255/2)=111.3 Н·м

MD(лев)=RAy•(l3+l2)+Fa•d2/2-Fr·l2=

=1201.6·(0,045+0.155)+420.1·(0,27255/2) - 841.4·0.155=167.1 Н·м

MD(лев)=RAy•(l3+l2)+Fa•d2/2-Fr·l2-Fa2•d3/2=

=1201.6·(0,045+0.155)+420.1·(0,27255/2) - 841.4·0.155-1085.6·(0.1007/2)=112.44 Н·м

MB=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

; ;

б) проверка

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0;

MС=-RAx•l3=-492.6·0,062=-30.5 Н·м

MD=-RAx•(l3+l2)+Ft•l2=-492.6·(0.062+0.155)+2273.3·0.155=251. Н·м

MB=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=295.8 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты

6.3 Расчет тихоходного вала

Ft2=5874.9 Н; Fr2=2174.6Н; Fa2=1085.6 Н; FМ=3820 Н

lM =0.122 м; l1=0.062 м; d4=0.2593 м

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0;

MC(лев)=RAy•l1=47.7·0.062=2.95 Н·м

MC(прав)=RAy•l1-Fa2·d/2=47.7·0.062-1085.6·(0.2593/2)=-137.8 Н·м

MB=0 Н·м

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0;

MС=-RAx·l1=-6695.8·0.062=-415.1 Н·м

MB=-RAx·(l1+l1)+Ft2·l1=-6695.8·(0.062+0.062)+5874.9·0.062=-466 Н·м

MD=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

Mz=708,6 Н·м

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты

;

7. Расчет подшипников

7.1 Быстроходный вал

Подшипник 308 (d=40 мм; D=90 мм; Cr=42000 Н Cor=22400 Н)

Нагружение подшипников

а) e=0.22 X=1, Y=2.1 табл. 9,2 с. 143 /2/

б)

в)

Для A REA=(VRA+YFa) KТ•Kб=(1•1603.6+2.1·420.1)•1.3•1=3231.5 Н

Для B REB=VRBKТ•Kб=1•2150,7•1.3•1=2795,9 Н

Kб=1.3 по таблице 9.4 /1/ (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Грузоподъемность

Долговечность

Подшипник подходит

7.2 Промежуточный вал

Подшипник 308 (d=40 мм; D=90 мм; Cr=42000 Н Cor=22400 Н)

Нагружение подшипников

а) e=0.22 X=1, Y=1.99. табл. 9,2 с. 143 /2/

б)

в)

Для A REA=(VRA+YFa) KТ•Kб=(1•1298.6+1.99·665.5)•1.3•1=3409.8 Н

Для B REB=VRBKТ•Kб=1•4437,1•1.3•1=5768,2 Н

Kб=1.3 по таблице 7.4 /1/ (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Грузоподъемность

Долговечность

Подшипник подходит

7.3 Тихоходный вал

Подшипник 212 (d=60 мм; D=110 мм; Cr=43600 Н Cor=25000 Н)

Нагружение подшипников

а) e=0.19 X=1, Y=1.8 табл. 9,2 стр. 143 /2/

б)

в)

Для A REA=VRAKбKТ=1•6696•1.4•1=9374.4 Н

Для B REB=(VRB+YFa) KТ•Kб=(1•5145.5+2·1085.6)•1.4•1=10243.4 Н

Kб=1.4 по таблице 7.4 /2/ (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Грузоподъемность

Долговечность

8. Проверка валов на прочность

8.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2) d=40 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем

;

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Запас прочности вала s=4,1, что в приделах рекомендуемого интервала, поэтому диаметр вала не уменьшаем.

8.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2) d=52 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем Kу=2.15 Kф=2.05

по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.85 для (Kу)D; Kd=0.73 для (Kф)D

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Запас прочности вала s=3,89, что в приделах рекомендуемого интервала поэтому диаметр вала не уменьшаем.

8.3 Проверочный расчет тихоходного вала

Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 -1=216,6 Н/мм2) d=70 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [2] выбираем Kу=1.7 Kф=2

по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.75 для (Kу)D; Kd=0.67 для (Kф)D

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Материал вала: Сталь 45 (у-1=380 Н/мм2 ф-1=216,6 Н/мм2) d=60 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

По таблице 11.2 [2] (посадка с натягом) выбираем ;

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Запас прочности вала s=3,03, что в приделах рекомендуемого интервала поэтому диаметр вала не уменьшаем.

9. Расчет шпонок

9.1 Соединение колеса на тихоходном валу и вала

Шпонка 22x14x70 (ГОСТ 23360-78) d=80 мм

lр=l-b=70-22=48

9.2 Соединение колеса на промежуточном валу

Шпонка 14x9x40 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм

lр=l-b=40-14=26

9.3 Соединение муфты и тихоходного вала

Шпонка 18x11x70 (ГОСТ 23360-78) d=63

lр=l-b=70-18=52

9.4 Соединение шкива и быстроходного вала

Шпонка 8x7x30 (ГОСТ 23360-78) d=28

lр=l-b=30-8=22

10. Конструирование редуктора

10.1 Уплотнение подшипниковых узлов

Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.

В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.

10.2 Конструирование корпуса и крышки

Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т.п.

Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.

В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.

На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.

10.3 Выбор смазки

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.

Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.

В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине, это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину, более одной трети радиуса, не допускается. Если окружные скорости велики, то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром, а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.

При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5-1,0 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.

Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 /2/ с. 255. При контактном напряжении Н < 600 Н/мм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68. Кинематическая вязкость масла 61..75 мм2

10.4 Конструирование корпусных деталей и крышек

В качестве материала корпуса и крышки корпуса выбираем серый чугун СЧ 15

Определяем толщину стенок корпуса, отвечающих требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса д;

пункт б /2/ с. 231:

мм,

принимаем д =12 мм;

Определяем внутренний r и внешний R радиусы сопряжений плоскостей стенок корпуса:

мм,

принимаем r=4 мм

мм,

принимаем R=18 мм

Определяем толщину др и высоту hр ребер жесткости:

мм,

принимаем др=10 мм

мм,

принимаем hр=50 мм

Определяем толщину платиков обрабатываемых поверхностей h:

мм,

принимаем h=4 мм

Определение размеров конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу

Определяем диаметры болтов крепления крышки d:

мм,

принимаем d=16 мм

11.5.5 Определяем ширину фланцев К:

мм,

принимаем К=50 мм

Определяем расстояние от внешнего края фланца до оси винта С:

мм,

принимаем С=20 мм

Определяем диаметр штифтов dшт:

мм,

Принимаем мм

Определяем диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк:

мм,

принимаем dк=15 мм

Определяем толщину проушин S:

мм

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. - М, Высшая школа, 1998.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя. Определение вращающих моментов на валах. Проектировочный расчет ременной передачи. Проектирование редуктора. Допускаемые контактные напряжения. Расчет червячной передачи. Выбор и проверка муфты.

    курсовая работа [431,0 K], добавлен 11.12.2008

  • Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010

  • Определение параметров исполнительного органа, критерии и обоснование подбора электродвигателя. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатой передачи и валов. Конструирование элементов корпусных деталей и крышек подшипников.

    курсовая работа [949,6 K], добавлен 14.05.2011

  • Кинематический расчет привода. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Выбор типа установки подшипников и смазочных материалов электродвигателя. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости. Расчет цепной передачи.

    курсовая работа [95,3 K], добавлен 20.04.2011

  • Определение мощностей на валу асинхронного двигателя, вращающихся моментов и частот вращения валов. Расчет основных параметров ременной передачи. Подбор подшипников качения и шпоночных соединений. Проектирование барабана транспортера и выбор муфты.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 13.10.2017

  • Определение частот вращения и вращающих моментов на валах электродвигателя. Выбор материала по заданной термообработке и определение допускаемых напряжений. Расчет всех валов червячного редуктора. Тепловой расчет и выбор смазки червячного редуктора.

    курсовая работа [526,3 K], добавлен 23.10.2011

  • Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.

    курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.