Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Омский государственный технический университет

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по теме

Расчёт привода ленточного конвейера

Выполнил: ст. гр. ИЗБ-318

Субботина А.А.

Проверил: Абакумов А.Н.

Омск 2011

Введение

В данной работе произведена разработка конструкции привода ленточного конвейера и расчет основных элементов его конструкции, передач, муфт, валов и т.д.

Расчет производился на основании критериев, актуальных в современной промышленности, т.е. в первую очередь конкурентоспособности, что обусловливается малой себестоимостью производства данного изделия, а также надежностью на всех этапах эксплуатации.

Расчет производился в несколько этапов, а именно:

1. Предварительный расчет.

Здесь на основании задания на курсовой проект определялись необходимые параметры привода, т.е. частота вращения двигателя и моменты на всех валах, передаточное отношение редуктора.

2. Расчет редуктора.

Здесь определялись геометрические параметры передач, редуктора, и проверки на прочность несущих элементов.

3. Расчет вала исполнительного механизма.

Здесь определялись диаметры ступенчатого вала, размеры барабана, ролика.

Задание на курсовой проект по деталям машин

Шифр КП.15.Д.2.1.4.9

Студенту Субботина А.А. факультет ТНГ гр. ИЗБ-318

Спроектировать привод ленточного конвейера

Кинематическая схема График нагрузки

Срок службы - 5 лет; К_год=0,8; К_сут=0,6.

Исходные данные

1. Окружное усиление на барабане - , кН ……………………....1,0

2. Скорость ленты конвейера - V, м/с ………………………….....1,0

3. Диаметр барабана- D_б, мм ……………………………………...315

4. Ширина ленты - В, мм…………………………………………..300

5. Высота установки ведущего вала - , мм ………………….....400

6. Угол обхвата барабана - б, рад ………………………………...3,4

Разработать

Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения __.__.201_)

Проект предоставить к защите __.__.201_

Задание получил 10.09.2010 разработчик ___________ А.А. Субботина

Руководитель разработки ______________ А.Н. Абакумов

1. Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма

Т.к. ИМ - вал ленточного конвейера, то дополнительно определим длину барабана в миллиметрах из условия:

В_б = В + (50... 100), (1)

где В =300 - ширина ленты, мм. Тогда В_б = 360 мм.

2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Расчётная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по формуле:

(2)

где Т_Е - постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному моменту, заданному графиком нагрузки, кН•м;

щ - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с;

- общий КПД привода.

1. Определим номинальный вращающий момент на валу ИМ в кН•м по формуле:

, (3)

где F_t = 1,0 кН - окружное усилие на рабочем элементе Им;

D_б = 315 мм - диаметр барабана.

Тогда кН•м.

2. Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле:

рад/с. (4)

3. Общий КПД привода находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

- КПД муфты -;

- КПД цилиндрической передачи - ;

- КПД подшипниковой пары - ;

- КПД открытой зубчатой передачи -.

Получаем:

(5)

4. Эквивалентный вращающий момент рассчитывается следующим образом:

(6)

где Т_i, t_i - ступени нагрузки (момента) и соответствующее ей время

работы по графику нагрузки (см. задание на проектирование);

t - общее время работы под нагрузкой;

Т =0,158 кН•м - номинальный вращающий момент на ИМ.

Получаем по формуле (6):



Отсюда, по формуле (2) получаем искомую мощность электродвигателя:

кВт.

Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения:

(7)

где n_эmax, n_эmin - соответственно максимальная и минимальная для заданной кинематической схемы привода расчетная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; n_им - частота вращения вала ИМ, об/мин; U_0max, U_0min - соответственно максимальное и минимальное общее передаточное отношение кинематической схемы привода.

(8)

Общее передаточное отношение привода определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней передач, входящих в кинематическую схему:

(9)

где U_imax, U_imin - соответственно максимальное и минимальное передаточное отношение i- й ступени передач (см. табл. 1).

Для открытой зубчатой цилиндрической передачи (твёрдость зубьев <<HB 350):

U_1max=8, U_1min=4,

для закрытой зубчатой цилиндрической передачи (твёрдость зубьев <<HB 350):

U_2max=5, U_2min=2,5.

По формуле (9) имеем:

Таблица 1 - Рекомендуемые значения передаточных отношений отдельных ступеней передач

Тип передачи	Твердость зубьев	Передаточное отношение
		Uрек	Uпред
Зубчатая цилиндрическая тихоходная ступень (во всех редукторах)	<<HRC 56	2.5 - 5.0	6.3
	>HRC 56	2.0 - 4.0	5.6
Зубчатая цилиндрическая быстроходная ступень в редукторах с развернутой схемой	<<HRC 56	3.15 - 5.0	8.0
	>HRC 56	2.5 - 5.0	6.3
Зубчатая цилиндрическая быстроходная ступень в соосном редукторе	<<HRC 56	4.0 - 6.3	9.0
	>HRC 56	3.15 - 5.0	8.0
Зубчатая цилиндрическая открытая передача	<<HB 350	4.0 - 8.0	12.5
Зубчатая коническая передача	<<HB 350	1.0 - 4.0	6.3
	>HRC 40	1.0 - 4.0	5.0

Возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала электродвигателя определяем по формулам:

Из справочника [1] и из таблицы 2 характеристик стандартных электродвигателей единой серии АИР выбираем электродвигатель по условиям

(10)

где Р_таб, n_таб - табличные значения соответственно мощности, кВт и частоты вращения вала, об/мин.

Получаем Р_таб =1,1 кВт и n_таб1 =700 об/мин для двигателя 90LB8/700, ш_n=1,7;

n_таб2 =920 об/мин для двигателя 80В6/920, ш_n=2;

n_таб3 =1420 об/мин для двигателя 80А4/1420, ш_n=2.

Принимаем передаточное число редуктора (равное передаточному числу цилиндрической передачи) равное U_ред=U_цил=2.



Таблица 2 - Двигатели закрытые обдуваемые единой серии АИР

(тип/асинхронная частота вращения, об/мин)

3. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле

(11)

Получаем для двигателя 90LB8/700 при n_таб1 =700 об/мин:

U₀₁=700/60,67=11,54.

Для двигателя 80В6/920 при n_таб2 =920 об/мин:

U₀₂=920/60,67=15,164.

Для двигателя 80А4/1420 при n_таб3 =1420 об/мин:

U₀₃=1420/60,67=23,4.Принимаем U₀₁=11,54 и U₀₂=15,164 и U₀₃=23,4.

Проверку выбранных электродвигателей на перегрузку производим по условию:

(12)

где Т_мах = 1,5Т (см. график нагрузки задания);

Т = 0,158 кН•м; Т_мах = 1,5·0,158 = 0,236 кН•м;

n_ТАБ1 = 700 об/мин, n_ТАБ2 = 920 об/мин; n_ТАБ3 = 1420 об/мин.

= 0,831; для выбранного электродвигателя кратность пускового момента выбирается по каталогу на электродвигатель ш_n1=1,7, ш_n2,3 = 2,0.

тогда ,

т.к. Р_ТАБ1 = 1,1 кВт < 1,319, то условие (12) не выполняется, т.е. двигатель 90LB8/700 будет перегружен, поэтому данный двигатель не принимается.

Для двигателя 80В6/920:

,

т.к. Р_ТАБ1 = 1,1 кВт < 1,121, то условие (12) не выполняется, т.е. двигатель 80В6/920 будет перегружен, поэтому данный двигатель не принимается.

Для двигателя 80А4/1420:

,

т.к. Р_ТАБ1 = 1,1 кВт < 1,121, то условие (12) не выполняется, т.е. двигатель 80А4/1420 будет перегружен, поэтому данный двигатель не принимается.

Принимаем Р_таб =1,5 кВт и двигатель 100L8/700 с кратностью пускового момента ш_n = 1,7.

U₀₄=700/60,67=11,54.

т.к. Р_ТАБ = 1,5 кВт > 1,319, то условие (12) выполняется, т.е. двигатель 100L8/700 не будет перегружен, поэтому принимаем данный двигатель.

Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя 100L8/700 с указанием его основных характеристик (рис. 1).

Рис. 1. Эскиз и основные параметры двигателя 100L8/700



b1	l30	h31	d30	h	d1	d10	l1	l10	l31	b10	h10	h1
8	392	263	235	100	28	12	60	140	63	160	12	7

Мощность Р_ТАБ = 1,5 кВт; частота вращения 700 об/мин; кратность пускового момента ш_n = 1,7.

4. Составление таблицы исходных данных

Предварительно на кинематической схеме привода (см. задание на проектирование) пронумеруем валы по порядку, начиняя с вала, который через упругую муфту связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных отношений отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи. Подстрочный индекс передаточного отношения состоит из двух цифр. Первая цифра соответствует номеру вала ведущего элемента, а вторая - номеру вала ведомого элемента. Затем производится расчет кинематических и силовых характеристик каждого вала. Расчет этот оформляется в виде таблицы исходных данных.

При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается P₁) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается Р₂, Р₃ ... и т.д.). Кроме того, при расчете P₁ за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная (Р_РН), полученная по формуле:

(13)

В таблице 3 приведём итоговые значения частоты вращения, крутящего момента и мощности на валах привода.

Таблица 3 -Значения частот вращения, мощностей и моментов на валах

Вал	Частота вращения, об/мин	Мощность, кВт	Момент крутящий, Н · м
электро-двигателя редуктора рабочего органа	350

Отметим, что передаточное число открытой цилиндрической передачи равно отношению:

U_оцп=U₀/U_ред=11,54/2=5,77.

После составления таблицы исходных данных производится проверка правильности расчетов. Должны выполняться следующие два примерных равенства:

n₃ ? n_ИM , Т₃ ? Т. (14)

ПРОВЕРКА

n₃ = 60,66 об/мин; n_им = 60,67 об/мин;

T₃ = 157,4 Н·м; T = 158 Н·м.

5. Расчёт цилиндрической передачи

Расчёт цилиндрической передачи в редукторе будет производиться по следующим исходным данным:

1. Мощность на шестерне Вт;

2. Скорость вращения шестерни об/мин;

3. Крутящий момент на шестерне Н•м;

4. Передаточное отношение цилиндрической передачи U_ред=2;

5. Срок службы передачи

t=5 лет=5•К_год•365•24•К_сут=5•0,8•365•24•0,6=21024 ч.

Выбираем материалом цилиндрической передачи легированную сталь 40Х с твёрдостью Н=230…260 НВ, пределом прочности [у_в]=850 МПа и пределом текучести [у_т]=550 МПа. К зубьям шестерни применено азотирование, повышающее твёрдость поверхности до 50-59 НRC [7]. Твёрдость сердцевины зуба 26…30 HRC. Пределы прочности и текучести для азотированной поверхности составляют [у_в]=1000 МПа и [у_т]=800 МПа.

Расчёт допускаемых контактных напряжений.

Величина допускаемого напряжения для материала шестерни (колеса) определяется по формуле:

, (15)

где МПа -предел выносливости для материала шестерни при азотировании [7]; S_H1=1,2 -коэффициент безопасности; Z_N=1 -коэффициент долговечности (учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи).

Тогда для шестерни

МПа.

Материал колеса испытывает меньшие нагрузки при работе и подвергается нормализации и улучшению, твёрдость зубьев на поверхности и в сердцевине 180…350 НВ. Предел выносливости для материала колеса:

МПа.

Коэффициент безопасности S_H2=1,1, коэффициент долговечности Z_N=1.

Имеем МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте не усталость определяются по формуле:

, (16)

где S_F -коэффициент безопасности (для шестерни и колеса S_F=1,75); Y_A=1 -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (значение дано при односторонней нагрузке); Y_N=1 -коэффициент долговечности.

Для шестерни, при МПа, по (16) имеем:

МПа.

Для колеса, при МПа, имеем:

МПа.

Расчётная величина допускаемых контактных напряжений для цилиндрических передач вычисляется по формуле:

(17)

где -меньшее из двух.

Имеем:

МПа.

Т.к. условие (17) не выполняется, то принимаем

МПа.



Рис.2. Цилиндрическая косозубая передача

Делительный диаметр сечения косозубой шестерни (см. рис.2) при средних значениях в=12⁰ (угол наклона зуба см. рис.2), коэффициенте торцевого перекрытия е_б=1,5 и К_Нб=1,1 -коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, определим по формуле:

, (18)

где Е_пр=2,1•10⁵ МПа -модуль упругости материала колеса;

Т₁=15,97 Н•м -момент на ведомом валу;

U =2 -передаточное число редуктора;

К_Нв=1 -коэффициент расчётной нагрузки;

Ш_bd=1,2 -коэффициент ширины шестерни относительно диаметра (при симметричном расположении колёс относительно опор) [7].

При этом коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям равен Z_Hв=0,85.

Имеем: м.

Межосевое расстояние определим по формуле:

, (19)

где Ш_bа=0,3 -коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстоя-ния. Тогда:

м.



Рис.3. Размеры поперечного сечения шестерни и колеса

Ширина венца зубчатого колеса м.

Ширина венца шестерни b₁=b₂+(3…5), мм. Принимаем b₁=76+4=80 мм.

Определение геометрические размеры шестерни и колеса. Расчётное межосевое расстояние (рис.3), мм

(20)

Тогда мм, округляем по ГОСТу до 100 мм.

Определим модуль зацепления, предварительно принимая число зубьев шестерни z₁=19, по формуле:

, мм (21)

получим

 мм.

Принимаем m_n=3,5 мм -по 2-му ряду.

Суммарное число зубьев передачи:

.

Принимаем z_У=56.

Окончательное значение угла наклона зуба:

привод ленточный конвейер двигатель

.

Определим число зубьев шестерни и колеса. Используем формулы:

,

принимаем z₁=19, тогда .

Действительное передаточное число:

U_д=z₂/z₁=37/19=1,947. (22)

Диаметры зубчатых шестерни и колеса [9]

- начальный диаметр:

 мм;

мм. (23)

- диаметр вершин зубьев:

мм;

мм. (24)

- диаметр ножек зубьев:

мм;

мм. (25)

Расчёт прочности зубьев по контактным напряжениям.

Проведём проверочный расчёт зубьев на сопротивление усталости по кон-тактным напряжениям при делительном угле профиля и угле зацепления

б=б_w=20⁰.

Окружная скорость в зацеплении равна

м/с.

По таблице 8.3 [7] и графику зависимости (рис.4 для схемы V) при скорости в зацеплении от 1 до 3 м/с находим значение коэффициентов динамической нагрузки К_Нх=1,04 и концентрации нагрузки К_Нв=1,05.

Коэффициент расчётной нагрузки равен: К_Н= К_Нх• К_Нв=1,092.

Рис. 4. График зависимости коэффициента К_Нв от Ш_bd при разных схемах зацепления

Формула проверочного расчёта цилиндрических передач представлена в виде:

(26)

здесь b_w=b₁=0,08 м -ширина венца шестерни.

Подставим имеющиеся значения в формулу (23) и получим:



Условие прочности выполняется.

Расчёт прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Проверим зубья на усталость по напряжению изгиба. Для этого воспользуем-ся формулой:

. (27)

Определим окружную силу в зацеплении F_t:

Н. (28)

Коэффициент формы зуба определяется для шестерни и колеса по графику, изображённому на рис.5 при эквивалентном числе зубьев

.



Рис.5. График для определения коэффициента формы зуба

Для нахождения коэффициента необходимо задать коэффициенты смеще-ния шестерни и колеса x_n1 и x_n2. Для косозубых передач:

(29)

Число зубьев биэквивалентных шестерни и колеса:

(30)

По графику (см. рис.6) с учётом (29) и формулы (30) находим значение коэффициента формы зуба для шестерни и колеса:

и .

Коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба: , где =1,07 -коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев (см. табл. 4).

Таблица 4

коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.

-

коэффициент торцевого перекрытия. Получаем

.

Коэффициент К_F находится как произведение коэффициентов К_Fв и К_Fх.

При К_Нв=1 К_Fв=1+(К_Нв-1)•1,5=1.

По таблице [7] находим, что К_Fх=1,04.

Тогда К_F= К_Fв• К_Fх=1•1,04=1,04.

По формуле (27) имеем:

- для шестерни

- для колеса

Т.о. условие прочности для шестерни и колеса выполняется. Основным критерием является прочность по контактным напряжениям.

Определим осевые и радиальные силы в зацеплении (см. рис.2):

- осевая сила

 (31)

- радиальная сила в зацеплении:

(32)

В таблице 5 приведены расчетные данные по косозубой цилиндрической передаче.

Таблица 5 -Результаты расчёта цилиндрической передачи

Данные	Обозначение	Численное значение
1. Передаточное число	U	1,947
2. Крутящие моменты	Т1 Т2	15,97 Н•м 29,7 Н•м
3. Скорость вращения шестерни и вала	n1 n2	700 об/мин 350 об/мин
4. Мощность на шестерне и колесе	Р1 Р2	1,17 кВт 1,09 кВт
5. Число зубьев шестерни и колеса	z1 z2	19 37
6. Начальные диаметры шестерни и колеса		67,852 мм 132,134 мм
7. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса		74,852 мм 139,13 мм
8. Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса		59,1 мм 123,38 мм
9. Угол наклона зубьев
10. Модуль зацепления зубьев		3,5 мм
11. Межосевое расстояние	аw	100
12.Усилия в зацеплении - окружная сила - радиальная сила - осевая сила	Ft1= Ft2 Fr1= Fr2 Fa1= Fa2	471,1Н 175 Н 95,5 H

6. Проектирование деталей редуктора

После определения межосевых расстояний, размеров колес приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

Диаметры, в миллиметрах, отдельных участков вала-шестерни (рис. 6 а) определяют по соотношениям:

мм, принимаем мм;

Диаметр вала под подшипник: , где t_цил=3,0 мм -высота заплечника, имеем мм и принимаем мм.

мм, где r=1,5 мм -фаска подшипника, мм.

Конец вала-шестерни цилиндрический.



Рис. 6. Параметры вала-шестерни (а) и вала колеса (б)

Диаметр тихоходного вала под зубчатое колесо определяется по соотношению: , выбираем мм, отсюда принимаем мм.

Предварительный диаметр тихоходного вала под подшипник , где t_цил=3,0 мм -высота заплечника для мм, тогда мм. Окончательно принимаем мм.

мм, где r=1,5 мм -фаска подшипника, мм. следовательно мм.

Длина ступицы: l_ст?b₂, l_ст=80 мм.

Расстояние между деталями передач в предварительном расчёте определяются по соотношениям: , получаем мм. Принимаем С₅=10 мм. (см. рис. 7).

, тогда С₆=40 мм.

Толщину стенки редуктора, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой жёсткости и прочности корпуса, определяют по формуле [6]: мм. Принимаем мм.

В цилиндрических редукторах в масляную ванну колесо погружается на высоту зуба. Марка масла И-Г-А-32.

Конец вала зубчатого колеса выполнен цилиндрическим.

Рис. 7. Расстояния между деталями в редукторе

7. Расчёт валов шестерни и вала на статическую прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохрaнитeльного устройства).

Крутящий момент на вал шестерни передаётся с вала двигателя через упругую втулочно-пальцевую муфту и прикладывается в среднем сечении длины конца вала. В этом же сечении прикладывается сила , обусловленная возможным смещением валов шестерни и двигателя при монтаже. Плоскость действия этой силы определяется плоскостью смещения валов, положение которой можно определить только при монтаже. Поэтому при расчёте вала и подшипников принимается наиболее опасное для элементов конструкции положение плоскости действия вектора этой силы, совпадающее с плоскостью действия сил . Крутящий момент с вала-шестерни передаётся валу колеса.

При расчёте вала-шестерни на статическую прочность направление сил и принимается таким, чтобы изгибающие вал моменты от этих сил совпадали по своему воздействию на вал.

Схемы окружной, радиальной и осевой сил, нагружающих валы, представлены на рис. 8.



Рис. 8. Схемы сил F_t, F_r и F_a , нагружающих валы и эпюры моментов от них

Расчёт вала-шестерни

Исходя из предварительно выбранных диаметрах конца вала-шестерни (d₁=22 мм) и конца вала электродвигателя, а также передаваемого крутящего момента, можно подобрать упругую втулочно-пальцевую муфту. Конец вала-шестерни представлен на рис. 11.

Конец быстроходного вала цилиндрический типа 1, исполнения 1 по ГОСТ 12080-66.

На рисунке 9 приведён эскиз выбранной муфты.

Рис.9. Втулочно-пальцевая муфта по ГОСТ 21424-93 для соединения валов электродвигателя и редуктора и её характеристики.

Номинальный крутящий момент, Н·м	dд	d1	D, не более	L, не более для исполнений	, h14 для исполнений	D1	В	l1	l2	d	d2	Число пальцев
				1	дв.	ред.	мм	мм	мм	мм	мм	мм
	50	50	100	4	15	15	45	45	8
125	28	22	120	125

Для выбранной упругой муфты получаем делительный диаметр мм.

Окружное усилие на пальцах полумуфты в ньютонах

, (33)

где Т₁ =15,97 Н·м крутящий момент, подводимый к валу-шестерне.

Тогда Н.

Усилие на вал от муфты определяется по формуле

, т.е. Н.

Для расчёта вала-шестерни и её подшипников принимаем усреднённое значение силы = 60 Н. Эта сила считается приложенной в точке, совпадающей с серединой длины конца вала.

Момент от силы в сечении II (рис.8) определяется по формуле:

М_FмII=•c=60•100•10^-3=6 Н•м. (34)

Определим реакции в опорах А и В, а также моменты в сечениях вала под этими опорами от действия радиальной и осевой сил.

Осевая сила F_a создаёт момент: М= F_a·d_w1/2=·0,0678/2=3,23 Н·м. (36)

Реакции в опорах А и В от силы и момента М находятся из условий нулевых значений суммарного момента в данных опорах:

Относительно опоры А:

(см. рис.8)

Н. (37)

Относительно опоры В:

 Н. (38)

Для одноступенчатого цилиндрического редуктора а=b=0,07 м.

Моменты от сил и в сечении II равны нулю, в сечении I:

М_FrI= Н•м. (39)

М_FaI= Н•м.

Реакции в опорах А и В от сил и F_M находятся из условий нулевых значений суммарного момента в данных опорах:

Относительно опоры А:

(см. рис.8)

Н. (40)

Относительно опоры В:

Н.

Момент от силы в сечении II равен нулю, в сечении I:

М_FtI= Н•м. (41)

Эпюры моментов от радиальной и осевой сил, а также крутящего момента Т₁ приведены на рис. 10.

Для расчёта подшипников необходимо знать суммарную реакцию опор от всех сил.

Искомые реакции:

Н.

Н.

Вал изготовлен из стали 40Х. Допускаемые напряжения для материала вала определяются таблично для разных источников концентрации напряжений и равны:



Рис.10. Эпюры моментов от сил, нагружающих вал-шестерню

Проверяем вал в опасном сечении, сечении I и II:

-сечение I: ;

-сечение II: .

Получаем



Расчёт вала зубчатого колеса

Для расчёта вала под зубчатое колесо необходимо определить величину концевой силы, действующей на вал открытой зубчатой передачи от полу-муфты. Для этого определим минимальный диаметр вала открытой передачи.

Определение наименьшего диаметра вала рабочего органа

Проектирование начинается с разработки конструкции левой по кинематической схеме привода опоры вала рабочего органа (ближней к месту подведения к валу крутящего момента), которая с целью уменьшения присоединительных размеров (расстояния между осями отверстий под болты крепления редуктора и опоры вала рабочего органа на раме привода) делается неподвижной в осевом направлении (фиксированной). Эта опора определяет положение рабочего органа конвейера относительно редуктора.

Вторая опора вала рабочего органа не фиксируется неподвижно, чтобы при монтаже его опор на раме из-за разности расстояний между отверстиями под болты в корпусах опор вдоль длины вала и на раме, обусловленной допусками на изготовление изделий, в подшипниках не возникли осевые нагрузки, которые могут привести к их заклиниванию. Поэтому вторая опора вала делается плавающей.

Наименьшее значение диаметра конца вала открытой зубчатой передачи предварительно принимаем равным диаметру тихоходного вала редуктора мм. Конец тихоходного вала редуктора выполнен цилиндрическим и представлен на рис.11.

Вал тихоходный Вал быстроходный

Типоразмер	d1	l2	d3 (пред. откл.по H)	l4	b1	t	b	t1
Цилиндрический редуктор	22	50	20	50	6	15	5	37,5

Рис.11. Концы тихоходного и быстроходного валов редуктора, мм

В данном курсовом проекте для соединения валов редуктора и вала открытой передачи используются цепная муфта.

Муфта для соединения вала редуктора с валом открытой передачи

В пункте 7.2.1. был определён наименьший диаметр вала открытой передачи d_min=20 мм. Для определения значения диаметра конца вала открытой передачи нужно выбрать муфту для соединения этого вала с валом редуктора и учесть её возможности.

Так как с вала редуктора будет передаваться на вал открытой передачи крутящий момент Т₂=29,7 , выбираем по справочнику цепную муфту (рис. 12), способную передавать момент 63 .



Рис.12. Цепная муфта по ГОСТ 20742-93 для соединения вала редуктора с валом открытой передачи

D, мм	L, мм	l, мм (ред.)	l, мм (отк. перед.)	d, мм (редуктор)	d, мм (отк. перед.)	h, мм
110	102	36	36	20	20	1,3

Выбранная муфта имеет обозначение Муфта 63-1-20-1-20-1 У3 ГОСТ 20742-93: муфта 1-го типа с однорядной цепью ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-97 с числом звеньев z =12.

Определение концевой силы на валу зубчатого колеса

При соединении валов редуктора и открытой передачи муфтой на валы будут действовать силы, обусловленные возможным относительным смеще-нием валов при монтаже.

Для выбранной цепной муфты получаем делительный диаметр звёз-дочки полумуфты

,

где шаг цепи муфты; z число звеньев цепи муфты.

В нашем случае = 19,05 мм; z = 12. Тогда

 мм.

Окружное усилие на звёздочке полумуфты в ньютонах ,

Тогда Н.

Усилие на вал от муфты определяется по формуле , т.е. Н.

Для расчёта вала рабочего органа и его подшипников принимаем усреднённое значение силы = 160 Н. Эта сила считается приложенной в точке, совпадающей с серединой длины конца вала.

Расчёт вала колеса на статическую прочность

Для расчёта подшипников определим реакцию опор от всех сил, действующих на зубчатое колесо.

Для определения радиальных реакций опор вала составляются условия равновесия. Сумма моментов сил относительно опор А и В , (см. рис.8).

Момент от силы в сечении II (рис.8) определяется по формуле: М_FмII=•c=160•100•10^-3=16 Н•м.

Определим реакции в опорах А и В, а также моменты в сечениях вала под этими опорами от действия радиальной и осевой сил.

Осевая сила F_a2 создаёт момент: М= F_a2·d_w2/2=95,5·0,132/2=6,3 Н·м.

Реакции в опорах А и В от силы и момента М находятся из условий нулевых значений суммарного момента в данных опорах:

Относительно опоры А:

 (см. рис.8)

Н.

Относительно опоры В:

Н.

Для одноступенчатого цилиндрического редуктора а=b=0,07 м.

Моменты от сил и в сечении II равны нулю, в сечении I:

М_FrI= Н•м.

М_FaI= Н•м.

Реакции в опорах А и В от сил и F_M2 находятся из условий нулевых значений суммарного момента в данных опорах:

Относительно опоры А:

(см. рис.8)

Н.

Относительно опоры В:

Н.

Момент от силы в сечении II равен нулю, в сечении I:

М_FtI= Н•м.

Эпюры моментов от радиальной и осевой сил, а также крутящего момента Т₁ приведены на рис. 13.

Для расчёта подшипников необходимо знать суммарную реакцию опор от всех сил.

Искомые реакции:

Н.

Н.

Вал изготовлен из стали 40Х. Допускаемые напряжения для материала вала определяются таблично для разных источников концентрации напряжений и равны:

Проверяем вал в опасном сечении, сечении I и II:

-сечение I: ;

-сечение II: .

Диаметры вала колеса в сечениях I и II были приняты

=d_к=35 мм и =d_П2=30 мм.

Н•м.

Получаем

Условия прочности для вала-шестерни и вала зубчатого колеса выполняются.



Рис.13. Эпюры моментов от сил, нагружающих вал зубчатого колеса

Расчёт подшипников вала-шестерни и вала колеса по динамической грузоподъёмности

Для шестерни и колеса применяются шариковые радиальные однорядные подшипники.

Расчёты показывают, что радиальная нагрузка на опору А шестерни больше нагрузки на опору В, Н. Осевые нагрузки на узел шестерни F_a1=95,5 Н. Т.к. подшипника два, то F_a= F_a1/2=95,5/2=47,7 Н. Поэтому расчёт подшипников вала-шестерни проводим по нагрузке на опору А.

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору В:

, (42)

где X - коэффициент радиальной динамической нагрузки на подшипник. Для шариковых радиальных подшипников X=1;

V - коэффициент вращения кольца. При подвижном относительно нагрузки внутреннем кольце подшипника (что имеет место в нашем случае) V=1;

коэффициент безопасности. При нагрузках, характерных для работы приводов ленточных конвейеров, = 1,2;

Y=0 -для шариковых радиальных подшипников;

температурный коэффициент. При температуре узла до 100° .

С учётом принятых значений коэффициентов получаем:

Н.

Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников, часов (принят подшипник радиальный шариковый однорядный по ГОСТ 8338 - 75 206 лёгкой серии):

. (43)

Здесь =19500 -динамическая радиальная грузоподъёмность принятых подшипников, Н;

n =700 об/мин частота вращения вала-шестерни, об/мин.

Если расчётный ресурс подшипника окажется меньше заданного, следует принять к исполнению подшипник более тяжёлой серии.

Тогда часов,

привод должен проработать 21024 часа. Следовательно, данный тип подшипника подходит для вала-шестерни.

Для зубчатого колеса применяются тот же тип подшипников, что и для шестерни.

Расчёты показали, что радиальная нагрузка на опору А больше нагрузки на опору B, Н. Осевые нагрузки на вал колеса F_a= F_a1/2=95,5/2=47,7 Н. Поэтому расчёт подшипников вала колеса проводим по нагрузке на опору А.

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору А:

, (44)

где X =1; V =1; = 1,2; Y=0;

температурный коэффициент. При температуре узла до 100° .

С учётом принятых значений коэффициентов получаем:

Н.

Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников, часов (принят подшипник радиальный шариковый однорядный по ГОСТ 8338 - 75 206 лёгкой серии):

. (45)

Здесь =19500 -динамическая радиальная грузоподъёмность принятых подшипников, Н;

n₂ =350 об/мин частота вращения вала колеса, об/мин.

Тогда часов,

привод должен проработать 21024 часа. Следовательно, данный тип подшипника подходит для тихоходного вала редуктора.

8. Проектирование шпоночных соединений

Определим размер шпонки для концов вала-шестерни, вала колеса и под зубчатым колесом. На конце вала-шестерни и под зубчатым колесом рекомендуется использовать высокие призматические шпонку по ГОСТ 10748-79 исполнения 1 (рис. 14). На цилиндрическом конце тихоходного вала редуктора шпонка будет такая же как и под зубчатым колесом.

По справочным данным в соответствии с диаметром конца вала-шестерни d=22 мм выбираем размеры сечения шпонки и глубину паза вала :

,

t₁=2,5 мм.

Определим потребную длину шпонки вала шестерни по зависимости:

, (46)

где мм -диаметр вала в рассчитываемом сечении;

- высота шпонки и глубина паза вала принятого исполнения шпонки;

допускаемое напряжение по смятию, МПа.

Для шпоночных соединений общего машиностроения рекомендуется принимать допускаемое напряжение по смятию в пределах 60-90 МПа.

Принимаем МПа.

Получаем:

мм.

Округлив эту величину до стандартного значения, получаем l=10 мм.

Рис. 14. Шпонка конца вала-шестерни по ГОСТ 2336078: h=5 мм; b=5 мм; l=10 мм; вала колеса по ГОСТ 2336078: h=10 мм; b=8 мм; l=15 мм

По справочным данным в соответствии с диаметром конца вала зубчатого коле-са d=30 мм и диаметром вала под зубчатым колесом d_к=35 мм выбираем размеры сечения шпонки и глубину паза вала :

,

t₁=5 мм.

Определим потребную длину шпонки вала шестерни по зависимости:

, (47)

где мм -диаметр вала в рассчитываемом сечении;

- высота шпонки и глубина паза вала принятого исполнения шпонки;

допускаемое напряжение по смятию, МПа.

Для шпоночных соединений общего машиностроения рекомендуется принимать допускаемое напряжение по смятию в пределах 60-90 МПа.

Принимаем МПа.

Получаем: мм.

Округлив эту величину до стандартного значения, получаем l=15 мм.

Исходя из длины шпонки, принимаем длину ступицы колеса равной 20 мм.

Список литературы

1. Абакумов А.Н., Мехаев М.Б. Проектирование приводного вала конвейера Часть 2/ Методические указания для студентов немеханических специальностей и студентов заочной формы обучения -Омск: Изд-во ОмГТУ, 2006. -41 с.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 - М.: Машиностроение, 1992. - 816 с.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.2 - М.: Машиностроение, 1992. - 784 с.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.3 - М.: Машиностроение, 1992. - 720 с.

5. Добровольский, В. П. Приводы конвейеров с гибким тяговым элементом: учеб. пособие - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2009. - 112 с.

6. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин -М.: Высшая школа, 2000. -443 с.

7. Иванов М.Н. Детали машин. -М.: Высшая школа, 2000. -380 с. 8. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1987. -382 с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие. -М.: Высшая школа, 2005. -309 с.

10. Мехаев М.Б. Предварительный расчёт привода/ Методические указания к курсовому проекту по деталям машин -Омск: Изд-во ОмГТУ, 2006. -44 с.

Размещено на Allbest.ru