Привод цепного конвейера
Проектирование зубчатого редуктора. Привод к лесотаке для лесоперерабатывающей промышленности. Натяжное устройство, цепная и тяговая передачи, цилиндрический редуктор, двигатель, упругая муфта со звездокой. Кинематический и силовой расчет привода.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 25.01.2010 |
| Размер файла | 66,1 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.
2
Московский Институт Стали и Сплавов
Новотроицкий филиал
Кафедра “ТиТМП"
“ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА”
Пояснительная записка
Вариант № 3.
Студент:
Группа:
Руководитель проекта:
Гавриш П.В.
Новотроицк 2002 г.
Оглавление
- 1. Техническое задание
- 2. Введение
- 3. Кинематический и силовой расчет привода
- 3.1 Выбор электродвигателя
- 3.2 Передаточные числа элементов привод
- 3.3 КПД редуктора и привода
- 3.4 Крутящие моменты на валах
- 4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи
- 4.1 Выбор материалов колес ступени
- 4.2 Определение основных параметров ступени
- 4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи
- 5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
- 5.1 Определение допустимых напряжений
- 5.2 Расчет зубьев на выносливость
- 5.3 Расчет зубьев на статическую прочность
- 6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
- 6.1. Предварительный расчет и конструирование валов
- 6.2. Проверочный расчет тихоходного вала
- 6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- 6.2.2 Расчет вала на выносливость
- 6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала
- 6.4 Выбор муфт
- 7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода
- 7.1 Корпус редуктора
- 7.2 Рама привода
- 8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения
- 8.1 Смазка зубчатых колес
- 8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов
- 9. Охрана труда, техническая эстетика
- 10. Заключение
- 11. Библиографический список
1. Техническое задание
Техническое задание № 1.
Выдано студенту:
Волобуеву Сергею Александровичу группы ОМД-2000-23 на разработку проекта по курсу прикладная механика.
Тема курсового проекта: Проектирование зубчатого редуктора.
Исходные данные:
Тяговая сила ленты F, кН - 5,8
Скорость ленты v, м/с - 0,50
Шаг тяговой цепи P, мм - 100
Число зубьев звёздочки z - 7
Допускаемое отклонение скорости ленты д,% - 6
Срок службы привода Lr, лет - 4
Режим работы средний.
Критерий эффективности минимальная стоимость.
Характер работы нереверсивный.
Тип редуктора горизонтальный.
Схема редуктора развернутая.
Сроки выполнения:
|
Наименование этапа |
% |
Неделя |
|
|
Проектировочный расчет |
20 |
3 |
|
|
Эскизная компоновка |
20 |
5 |
|
|
Сборочный чертеж |
20 |
7 |
|
|
Чертеж общего вида |
20 |
9 |
|
|
Оформление проекта |
20 |
11 |
|
|
Защита проекта |
20 |
12 |
График выполнения
Дата выдачи 10.02.2002 г.
Руководитель проекта: Гавриш П.В. ()
2. Введение
Привод к лесотаке применяется в лесоперерабатывающей промышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавления их из реки. В нее входят следующие составляющие:
натяжное устройство;
цепная передача;
тяговая передача;
цилиндрический редуктор;
двигатель;
упругая муфта со звездокой.
3. Кинематический и силовой расчет привода
3.1 Выбор электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя:
где Рм = F•v - мощность рабочей машины;
F - тяговая сила ленты
v - скорость ленты
Рм =5,8•0,50=2,75кВт
пр =пк3•муфты•ззз2•пс2•цп4, КПД привода,
где
пк=0,99
муфты=0,99
ззз=0,96
цп=0,91
пс=0,98
пр =0,986•0,99•0,992•0,914•0,96=0,566
Рэд = 2,75/0,566 = 5,13 кВт.
В качестве двигателя возьмем асинхронный электродвигатель, единой серии общего назначения 4А по ГОСТ I9523-8I, с ближайшей номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт /5, с. I05/, которой соответствуют четыре типа электродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Для приводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа 4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим эд=1000 об\мин и кратностью максимального момента
г=Тпуск/Тном=2,0
электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритными установочными и присоединительными размерами приведен на рис.9 /7, с.519-620/.
3.2 Передаточные числа элементов привод
Общее передаточное число привода:
Uпр=nэд/nрм,
где nэд=1000 об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя.
nрм= 60•1000• v/ (р•D),
D=Р•z/D
nрм=60•0,50/ (100•10-3.7) =42,9 об/мин.
Uпр =1000/42,9 = 23,3.
Передаточное число редуктора определяется по формуле
Uред=Uпр/Uоп
где Uоп - передаточное число открытой ременной передачи (рис.8). Принимая предварительно Uоп= 4 \5. с.103\, получим Uред =23,3/5=4,66.
В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используем одноступенчатый редуктор, передаточное число которого Uред=5,6
Уточненное передаточное число открытой ременной передачи
Uоп=Uпр/Uред= 23,3/4,66 = 5,0.
3.3 КПД редуктора и привода
КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора (рис.10)
ред=зз. пк2, где
зз - КПД зацепления одной пары зубчатых колес;
пк - КПД одной пары подшипников качения. Принимая
зз = 0,96 и пк =0,99 \ 5. с.107\ получим:
ред=зз. пк2
Общий КПД привода лесотаски равен:
пр = 0,566.
(пр не изменяется так как редуктор остался прежним).
3.4 Крутящие моменты на валах
Частоты вращения быстроходного nб и тихоходного nт валов редуктора равны ответственно:
nб =nэд/Uмуфты=1000/1=1000 об/мин;
nт =nб/Uред=1000/5,0 = 200 об/мин.
Мощность на тех же валах:
Рб=Рэд•м•пк =5,5•0,99•0,99 = 5,39 кВт;
Рт=Рб•ред=7,35•0,894=5,07 кВт;
Крутящие моменты на быстроходном Тб, и тихоходном Тт валах редуктора:
Тт= 9550•Рт/ nт = 9550•5,07/200=242,1 Н•м;
Тб=9550•Рб/nб=9550•5,39/1000=51,5 Н•м.
4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи
4.1 Выбор материалов колес ступени
По величине крутящего момента на тихоходном валу редуктора выбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.
Таблица I. Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени
|
Индекс колеса |
Марка стали ГОСТ |
Термообработка |
Твердость HRC |
Напряжения, МПа |
Базовое число циклов |
|||||||
|
Т |
В |
HP |
HP max |
FP |
FP max |
N |
N |
|||||
|
1 |
45 1060-74 |
Закалка |
45 |
800 |
1000 |
800 |
2460М |
240 |
430 |
60 |
4 |
|
|
2 |
45 1060-74 |
Закалка |
45 |
800 |
1000 |
800 |
2460 |
240 |
430 |
60 |
4 |
Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни Nне1 и колеса Nне2 /6. с.43/
Nне1=60•nт•t0•н
Nне2=60•nб•t0•н
где t0 =21024 ч - расчетный срок службы привода,
н - параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен н =0,5 /2. с.95/.
Nне1= 60•178,6•21024•0,5=1,126•I08 циклов;
Nне2=60•1000•21024•0,5=6,307•108 циклов.
Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\
Для шестерни:
Для колеса:
,
где NHO1=NНО2=60•106 - базовое число циклов (табл.1);
КHL1=6v60•106/1,126•108 =1,001;
принимаем КHL1=1;
КHL2=6v60•106/6,307•108 = 0,97;
принимаем КHL2=1;
Допускаемые контактные напряжения для шестерни НР1 и колеса НР2 /5. с.113/:
НР1=0НР1• КHL1, НР2=0НР2• КHL2
Где 0НР1 =0НР2=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1);
НР1=800•1,001=800,8 МПа,
НР2 =800•0,97=776 МПа;
для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.
НР=НР2=800 МПа.
4.2 Определение основных параметров ступени
С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с.10/
где Uт=Uред=5,0 - передаточное число; ТТ=242,1 Н•м - крутящий момент на ведомом колесе; НР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;
Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; а - коэффициент ширины колеса. Принимая а =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получим
ат? (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) 2 ) 1/3 =113,2;
Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТ
С•ск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.
Ширина колеса:
b2=а•аТ=0,25•160=40 мм.
Ширина шестерни:
b1= b2+ (5…10) мм =46 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.
mn= (0.02…0.035) • аТ=0,02•160=3,2 мм.
Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.
Задавая предварительно угол наклона зубьев =15, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев z= z1+z2.
z=2ат•Cos/mn=2•160•Cos15/3,0103,z1= z/ (uT+1) =125/ (5,6+1) 17,z2=z - z1=125-19=86.
Фактический угол наклона зубьев
=arcos (mn*z/2aT) =arcos (3,0 •103/ (2•160)) =15,07
основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.
4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи
uред=5,0. Отклонение Uред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.
Таблица 2
Основные параметры закрытой зубчатой передачи:
|
Наименование параметра |
Расчетная формула |
Ступень передачи |
|
|
Межосевое расстояние, мм |
A= (d1+d2) /2 |
160 |
|
|
Модуль зацепления нормальный, мм |
mn= (0.02…0.035) · а |
3,0 |
|
|
Модуль зацепления торцовый, мм |
Mt=mn/Cos |
3,11 |
|
|
Угол наклона зубьев, град |
=arcos (z·mn/2a) |
15,07 |
|
|
Шаг зацепления нормальный, мм |
Pn=·mn |
9,42 |
|
|
Шаг зацепления торцовый, мм |
Pt=·mе |
9,77 |
|
|
Число зубьев суммарное |
2аCos/mn |
103 |
|
|
Число зубьев шестерни |
z1= z/ (1+u) |
17 |
|
|
Число зубьев колеса |
Z2=z-z1 |
86 |
|
|
Передаточное число |
U=z2/z1 |
5,0 |
|
|
Диаметр делительный колеса, мм |
d2=z2·mt |
267 |
|
|
Диаметр делительный шестерни, мм |
D1=z1·mt |
53 |
|
|
Диаметр впадин колеса, мм |
dj2=d2-2,5mn |
260 |
|
|
Диаметр впадин шестерни, мм |
Dj1=d1-2,5mn |
45 |
|
|
Диаметр вершин колеса, мм |
Da2=d2+2mn |
273 |
|
|
Диаметр вершин шестерни, мм |
Da1=d1+2mn |
59 |
|
|
Ширина колеса, мм |
B2=a·a |
40 |
|
|
Ширина шестерни, мм |
b1 =b2+ (5…10) |
46 |
|
|
Окружная скорость, м/с |
=·n1·d1/60·1000 |
2,72 |
|
|
Степень точности зацепления |
ГОСТ 1643-72 |
9-B |
Окружные скорости колес по делительным окружностям:
для ступени
х=р?nT•d2/ (60•1000) =3,14•194,56•267/ (60•1000) =2,72 м/с;
По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.
Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fа усилия, действующие в зацеплении ступени
Ft=2•TT/d2=2•242,1/267=1,814 кН;
Fr= Ft•tgб/Cos=1,814•tg20/Cos15=0,684 кН;
Fа= Ft•tg=1.814•tg15= 0,484 кН;
5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
5.1 Определение допустимых напряжений
Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:
NFE1=60•nб•t0•F; NFE2=60•nT•t0•F,
где F - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен F=0,2 /2. с.95/;
NFE1=60•1000•9928•0,2=1, 19•108 циклов;
NFE2=60•200•9928•0,2=2,39•107 циклов.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:
Принимаем
KFL1=KFL2=1. KFL1=9vNFO1/NFE1 = 0,7;
KFL2=9vNFO2/NFE2 = 0,82;
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни FP1 и колеса FP2 /5. c.114/:
FP1 =0FP1• KFL1
FP2 =0FP2• KFL2,
Где 0FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).
FP1=240•0,7=168 МПа
FP2=240•0,82=197 МПа
5.2 Расчет зубьев на выносливость
Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:
F =Y•YF•KF•Ft/ (b2•m)
В этой формуле Ft=1814 Н - окружное усилие; b2=40 мм - ширина колеса; mn=3,0 мм - модуль зацепления;
коэффициент наклона зуба
Y=1-/140=1-15/140=0.90;
коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьев
Z=Z/Cos3; для Z1=Z1/Cos3=17/Cos31520,0 и
Z 2=Z2/Cos3=90/Cos315100,0
находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле
KF=KF•KF•KF,
где KF - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KF=1/7. с.92/; KF - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KF= K0F=1,06. KF - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости =2,72 м/с равен KF=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1•1,06•1,03=1,814.
Окончательно получим:
F1 =0,9•4,1•1,092•1790/ (46•3) =52,1 МПа.
F2 =0,9•3,6•1,092•1790/ (40•3) =52,8 МПа.
Поскольку эти значения меньше допустимых F1=F1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.
5.3 Расчет зубьев на статическую прочность
Действующие напряжения изгиба при перегрузке Fmax=F? г, где г=Тпуск/Тном=2,0
коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);
F1max = 94•2=188 МПа,
F2max =95•2=190МПа.
Поскольку эти значения меньше допускаемых:
F1max =F2max=430 МПа (табл.1), с
татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.
6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
6.1. Предварительный расчет и конструирование валов
В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:
в=520 МПа; т=280 МПа; фт=170 МПа; -1 =150 МПа;
ф-1 =150 МПа, ф=0.
Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/
dТВ = (5…6) 3vТт =34,3 мм, dБВ = (7…8) 3vТб =28 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 мм
Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).
Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.
По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.
6.2. Проверочный расчет тихоходного вала
6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:
|
Индекс вала |
Обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кг |
|||||
|
d |
D |
B |
R |
C |
Co |
|||
|
Б |
206 |
30 |
62 |
16 |
1,5 |
19,5 |
10,0 |
|
|
Т |
208 |
40 |
80 |
18 |
2 |
32 |
17,8 |
Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d2/2134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).
Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:
Ft= 1,814 кН, Fr = 0,648 кН, Fa= 0,484 кН.
Поперечную силу Fм, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.
FM = 0,3•Fr = 0,3•1,814 = 0,544 кН.
Определяем опорные реакции от сил Fr и Fа (плоскость YOZ):
Таблица 4
|
Индекс вала |
Диаметр вала, мм |
Размеры шпонки, мм |
Момент сопротивления вала, СИ |
||||||
|
B |
H |
l |
t1 |
t |
Wu |
Wk |
|||
|
Б |
28 |
8 |
7 |
51 |
4,0 |
3,3 |
|||
|
Т |
34 |
10 |
8 |
57 |
5,0 |
3,3 |
|||
|
Т |
48 |
14 |
9 |
59 |
5,5 |
3,8 |
Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.
МВ=0; YA• (l1+l2) - Fr•l2+Fa•R=0;
YA= (684•0,057-484•0,1335) /0,108= - 0,2373 кН;
МА=0; YB• (l1+l2) - Fr•l1-FA•R=0;
YB= (684•0,057+484•0,1335) /0,108= 0,9213кН.
Проверяем правильность определения реакций
Y=0; YA-Fr+YB=0;
0,2373-0,684+0,9213=0;
0=0.
Строим эпюру изгибающего момента МУ:
McУ=Ya·l1= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;
Mc'У=Yв·l2=921,3·0,057=52,514 Н·м;
Определим опорные реакции от силы Ft (плоскость XOZ):
МВ=0; ХА· (l1+l2) - Ft·l2=0;
ХА= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;
МА=0; ХВ· (l1+l2) - Ft·l1=0;
ХВ= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.
Проверяем правильность определения реакций
Х=0; ХА-Ft+ХВ=0;
0,957-1,814+0,875=0;
1,814-1,814=0.
Строим эпюру изгибающего момента МХ:
Mcх=Хa·l1=957·0,051=48,81 Н·м;
Mc'х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м;
Строим эпюру изгибающего момента МU от совместного действия сил Ft, Fr, Fа (рис.14. г):
Мuc= ( (Мхс) 2+ (Мус) 2) 1/2 =50,29 Н·м;
Мuc'= ( (Мхс') 2+ (Мус') 2) 1/2 =71,72 Н·м;
Определим опорные реакции от силы FМ:
МВ=0; - RАМ · (l1+l2) - FМ·l3=0;
RАМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН;
МА=0; - RВМ· (l1+l2) - FМ· (l1+l2+l3) =0;
RВМ=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН.
Проверяем правильность определения реакций:
FМ=0; RАМ + FМ - RВМ=0
0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.
Строим эпюру изгибающего момента ММ от силы:
Мвм= RАМ · (l1+l2) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м;
Мсм= RАМ ·l1= 297·0,051 =15,44 Н·м;
Мс'м= RАМ ·l2= 297·0,057 =16,93 Н·м;
Строим эпюру суммарного изгибающего момента М от совместного действия всех сил (рис.14. е):
Мc =Мcu+Mcm =50,29+15,44=65,73 Н·м,
Мc' =Мc'u+Mc'm =71,72+16,93=88,65 Н·м,
МB =МBu+MBm =0+32,08=32,08 Н·м,
Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Тт=242,1 Н·м.
6.2.2 Расчет вала на выносливость
В опасном сечении вала в точке С' (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент ТТ=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу Wu и кручению WK с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны Wn=14,5·10-6 м3 и WK=30,8·10-6 м3 (табл.4).
Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:
=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,
=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.
Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S и касательных S напряжениям:
S=-1/ (·K/·),
S=2-1/ ( ( (K/·) +)),
где -1=250 МПа, -1=150 МПа, =0 (см. п.6.1);
K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и - масштабные факторы; - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей =250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K/=3.46 /7. с.300/ и
K/=1+0.6 ( (K/) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.
Примем шероховатость поверхности вала Rt?20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.
S=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;
S=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
S= S· S/ (S2 +S2) 1/2=17,8·85, 19/ (17,82+85, 192) 1/2=17,42.
Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S] =2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.
Расчет вала на статическую прочность.
При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба пик и кручения пик в опасном сечении:
пик = ·=4,51.106.2 = 9,02 МПа,
пик=·=7,86.106·2= 15,72 МПа.
Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя =2 (см. п.3.1).
Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SТ и касательным ST пиковым напряжениям:
SТ= Т/пик=280/9,02=31,04;
ST =T/пик=170/15,72=10,81.
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:
SТ= SТ· SТ/ (SТ2 +SТ2) 1/2=31,04·10,81/ (31,042+10,812) 1/2=10,21
Так как эта величина больше допускаемого значения [S] =1,7, то статическая прочность вала обеспечена.
Проверка шпонок на смятие.
Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:
см= 2T/ (lP· (h-t) ·d) ? [см],
где Т = 351,3·10З Н·мм - передаваемый крутящий момент; lP - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна lP =lк-b, l,b,h и t - размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [см] =800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.
Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:
СМ=2·242,1·103/ ( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПа
СМ < [СМ] =800 МПа.
Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:
СМ=2·242,1·103/ ( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПа
СМ < [СМ] =800 МПа,
следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.
6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала
Суммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):
Fra = (X2A+Y2A) 1/2+RAM = ( (0,957) 2+ (0,285) 2) 1/2+0,297 = 1,296 кН;
Frb = (X2B+Y2B) 1/2+RBM = ( (0,857) 2+ (0,9213) 2) 1/2+0,842= 2,10 кН;
Будем считать, что осевая нагрузка Fra=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная Frb=2,10 кН и осевая Fab=0,225 кН нагрузки.
Эквивалентную статическую нагрузку СОВ определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:
C'OB= Frb=1,716 кН,
C''OB=X0· Frb+Y0· Fab=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,
где Х0 и Y0 - коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х0=0,6 и Y0=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно СОВ= 0,89 кН.
Коэффициент осевого нагружения при отношении
Fab/COB=0,225/0,89=0,25
для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.
Эквивалентная динамическая нагрузка
P= (V·X·Frb+Y·Fab) ·K·KT,
Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.
Fab/ (V·Frb) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;
Кb=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100С /7. с.359/;
P= (1·1·1,296+0·0,225) ·1·1=1,521 кН.
Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)
бh=106/ (60·nT) · (C/P) 3 ;бh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов.
эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.
6.4 Выбор муфт
Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при dM=28 мм (рис.9) и
Т = TТ = 242,1 Н·м (см. п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7, с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30
([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.
Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6
7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода
7.1 Корпус редуктора
Корпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния аТ=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.
7.2 Рама привода
Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора - М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).
Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.
8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения
8.1 Смазка зубчатых колес
Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.
Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при = 2,72 м/с и
Н=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм2/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.
Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2dа2 /3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)
Vмасла= 18,2.351.62.10-3= 396,1дм3.
8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов
Поскольку наибольшее значение произведения dср·n= 60·1000=6·104 мм·об/мин (где - dср средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·103 мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.
С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.
Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.
Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.
Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки.
9. Охрана труда, техническая эстетика
Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.
В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.
Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.
Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),
С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).
Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).
После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.
Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.
В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.
10. Заключение
В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод пластинчатого двухпоточного конвейера" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.
По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.
По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.
Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.
Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.
Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.
По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес
11. Библиографический список
Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, - М.: Металлургия, 1984, - 352 с.
Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд. МИСиС, 1986. - 104 с.
Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.
Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. - М.: изд. МИСиС, 1979, - 120 с.
Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985. - 184 с.
Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.
Подобные документы
Проект зубчатого редуктора к лесотаке, применяющегося в лесоперерабатывающей промышленности. Кинематический и силовой расчет привода. Разработка компоновочной схемы редуктора и составление расчетной схемы тихоходного вала. Выбор способа смазки деталей.
курсовая работа [78,5 K], добавлен 25.01.2010Кинематический и силовой расчет привода. Мощность на валу исполнительного механизма. Вычисление передаточного отношения привода и разбивка его между цепной передачей и редуктором. Предохранительная фрикционная муфта. Компоновка вала приводных звездочек.
курсовая работа [714,9 K], добавлен 04.04.2015Кинематический и силовой расчет привода конвейера. Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления быстроходной и тихоходной ступеней. Расчет клиноременной передачи, подшипников качения и шпоночных соединений. Выбор смазки редуктора.
курсовая работа [1017,7 K], добавлен 22.10.2011Кинематический и силовой расчеты привода цепного конвейера с одноступенчатым коническим редуктором. Вычисление зубчатой и открытой передач, определение размеров элементов корпуса редуктора. Подбор шпоночных соединений, муфт и посадок сопряженных деталей.
курсовая работа [778,5 K], добавлен 23.10.2011Проектирование привода цепного контейнера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Червячный редуктор, зубчатая передача, валы и корпус редуктора. Основные этапы компоновки и сборки редуктора, посадки его основных деталей. Выбор сорта масла.
курсовая работа [830,6 K], добавлен 29.11.2011Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.
курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010Энергетический и кинематический расчеты привода. Расчет редуктора. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет геометрии передачи тихоходной ступени. Проверочный расчет тихоходного вала. Смазка редуктора. Выбор муфт.
курсовая работа [64,4 K], добавлен 01.09.2010Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Проектирование редуктора, расчет его зубчатой передачи. Проектирование валов, конструкции зубчатых колес. Выбор типа, размеров подшипников качения, схема их зацепления. Первая компоновка редуктора.
курсовая работа [587,2 K], добавлен 13.05.2014Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015
