Проект привода ленточного конвейера

Проектный расчет

4.1 Определяем межосевое расстояние ащ, мм, по формуле[1, с. 61]

мм

где

Ка=43, вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

u - передаточное число закрытой передачи по таблице 1;

Т2 , Н·м, вращающий момент на тихоходном валу редуктора, по таблице 2 ;

Ша== 0,28…0,36 коэффициент ширины венца колеса, для шестерни расположенной симметрично относительно опор;

[у]H =637,16, Н/мм2, среднее контактное напряжение, по таблице1;

КHв=1., коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев.

Полученное значение ащ округляем до стандартного (1, табл. 13.15, с. 326)

4.2 Определяем модуль зацепления, т, мм, по формуле[1, с. 62]

где

=5,8, вспомогательный коэффициент, для косозубых передач;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу зубчатой передачи, Н·м;

d2 - делительный диаметр колеса, мм, определяем по формуле [1, с. 62]

мм

b2 - ширина венца колеса, мм, определяем по формуле, [1, с. 62]

мм

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2, [у]F = 220,5Н/мм2

Полученное значение модуля т, округляем в большую сторону, до стандартного числа, из ряда чисел [1, с. 62]

Примечание 1 - Значение стандартных модулей зубчатых колес

т,

мм 1- ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2- ряд - 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе 1-й ряд предпочтительней 2-ому.

4.3 Определяем угол наклона зубьев вmin по формуле[1, с. 62]

,

4.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле[1, с. 62]

ZУ=Z1+Z2=шт

Полученное значение ZУ округляем в меньшую сторону до целого числа.

4.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле[1, с. 62]

,

4.6 Определяем число зубьев шестерни z1 по формуле[1, с. 63]

шт

Значение z1 округляем до ближайшего целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняем рекомендацию

z1 ? 18

4.7 Определяем число зубьев колеса Z2 по формуле [1, с. 63]

Z2 = ZУ - Z1=83-17=66 шт

4.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного Дu по формулам[1, с. 63]:

Проверяем норму отклонения от заданного и Дu?4%

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа пересчитать число зубьев шестерни и колеса.

4.9 Определяем фактическое межосевое расстояние, мм, (для косозубой передач), по формуле [1, с. 63]:

мм

4.10 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм, [1, с.63, п. 10], точность вычислений ведем до 0,01мм, значение ширины зубчатых венцов округляем по ГОСТ 6636-69 (1, табл. 13.15, с. 326):

Делительный диаметр шестерни d1=мм

Диаметр вершин зубьев шестерни da1=d1+2m=44+2 · 2,5=45=52мм

Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1-2,4m=44-2,4 · 2,5=38=39мм

Ширина венца шестерни b1=b2+(2…4)=30+3=33мм

Делительный диаметр колеса d2=

Диаметр вершин зубьев колеса da2=d2+2m=175+5=180=185 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df2=d2-2,4m=175-2,4 · 2,5=169=165мм

Ширина венца колеса b2=шаащ=0,28 · 108=30 мм

Проверочный расчет

4.11 Проверяем межосевое расстояние по формуле[1, с. 63]

мм

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес по условию пригодности[1, с. 64]

Dзаг< Dпред ; Sзаг<Sпред

Предельные значения заготовок определяем по таблице[1, с. 53, табл. 3.2]

Dпред =125мм , Sзаг = 80мм

Диаметр заготовки шестерни определяем по формуле [1, с. 64]

Dзаг=da1+6мм =52+6=58 мм

da1 - диаметр вершин зубьев шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи определяем по формуле [1, с. 64]

Sзаг=b2+4мм=30+4=34мм b2 b2- ширина венца колеса, мм.

Неравенства выполняется, следовательно, заготовки пригодны.

4.13 Проверяем контактные напряжения уН Н/мм2 по формуле [1, с. 64]

Н/мм2

где

К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

иф - фактическое передаточное число;

Ft - окружная сила в зацеплении, Н, определяем по формуле[1, с. 64]

Нм2

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м, по таблице 1 расчетно-конструкторского раздела,

d2 - делительный диаметр колеса, мм;

b2 - ширина венца колеса, мм;

KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по графику [1, рис. 4.2, с. 66] в зависимости от окружной скорости колес х и степени точности передачи.

Окружную скорость определяем по формуле [1, с. 64]

м/с

где

щ2 - угловая скорость тихоходного вала редуктора, рад/с.

Степень точности передачи, устанавливаем по таблице [1, табл. 4.2, с. 64]

KHв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KHв =1, для прирабатывающихся колес.

KHх - коэффициент динамической нагрузки, определяем по таблице [1, табл. 4.3, с. 64]

[уН]=637,16 Н/мм2, допускаемое контактное напряжение

Неравенство уН ? [уН]=637,16.

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни уF1 и колеса уF2, н/мм2 по формулам неравенства [1, с. 65] :

Н/мм2

Н/мм2

где

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяем по таблице [1, табл. 4.4, с. 67]от эквивалентного числа зубьев шестерни Zх1 и колеса Zх2 . Эквивалентное число зубьев определяем по формулам[1, с. 66]:

для шестерни и колеса ,

где

Z1 и Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно;

в - угол наклона зубьев;

Yв = 1- () - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

Ft - окружная сила в зацеплении, Н;

b2 - ширина венца колеса, мм, из расчета;

т - модуль зацепления, мм, из расчета;

KFб - коэффициент распределение нагрузки, зависит от степени точности передачи, выбираем по таблице [1, стр. 66];

KFв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,(KFв=1 для прирабатывающихся коле)с;

KFх - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, выбираем по таблице[1, табл. 4.3стр. 64];

[у]F1 и [у]F2 - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 по таблице 1.

Неравенства уF1 ? [у]F1 и уF2 ? [у]F2 , выполняются, изгибная прочность обеспечена.

4.15 По итогам расчета заполняем таблицу 4

Таблица 4 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Рисунок 4.1 - Эскиз шестерни и колеса в зацеплении

5 Расчет клиноременной передачи

Проектный расчет

5.1 Выбираем сечение ремня, в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения по номограммам [1, рис 5.2 и 5.3 с 86]

Ремень: тип А нормального сечения

5.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d1min ,мм, по таблице [1, таблица 5.4 с 87]

d1min=90 мм

5.3 Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива, диаметр ведущего шкива выбираем на 1…2 порядка выше, чем d1min по таблице [1, табл К40 с 448]

d min=112 мм

5..4 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм, по формуле [1, с 87]

где и - передаточное число открытой передачи;

d2 - расчетный диаметр ведущего шкива, мм;

е - коэффициент скольжения, е=0,01….0,02.

Полученное значение d2 округляем до стандартного по таблице [1, табл. К40 с 448]

d2=315 мм

5.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение, от заданного и по формулам [1, с 88]

, < 3% ,

5.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние, а, мм

мм

где h, мм, высота сечения клинового ремня [1, табл. К31, с 440]

d1 и d2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм

5.7 Определяем расчетную длину ремня, l, мм

мм

Значение l округляем до ближайшего значения, по таблице[1, табл. К31, с 440]

L=1250 мм

5.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине по формуле[1, с 88]

,

Примечание 4 - При монтаже передачи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния а на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней предусматриваем возможность увеличения а на 0,025l.

5.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б1, град, по формуле[1, с 88]

,

Угол б , соответствует требованию б > 1200

5.10 Определяем скорость ремня х, м/с по формуле[1, с 88] и сравниваем с допускаемой

< [х],

где d1 - диаметр ведущего шкива, мм;

n1 - частота вращения ведущего шкива об/мин;

[х]- допускаемая скорость, м/с: [х]=25 м/с - для клиновых ремней;

[х]=40 м/с - для узких клиновых и поликлиновых ремней.

5.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с - 1, по формуле [1, с 88] и сравниваем с допускаемой

? [U],

где х - скорость ремня м/с;

l - длина ремня, м;

[U]=30 с-1 - допускаемая частота пробегов.

Соблюдение соотношения U< [U] гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.

5.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем по формуле [1, с 90]

кВт

где [Po], кВт, - допускаемая приведенная мощность, по таблице [1, с 89 табл. 5.5]

Ср ,Сб, Сl, Сz, - поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82 табл. 5.2]

5.2.13 Определяем количество клиновых ремней в комплекте по формуле[1, с 90]

шт

где Рном - мощность электродвигателя, кВт, по таблице 1.

Условие для проектируемой передачи комплект клиновых ремней Z<5 выполняется.

(При необходимости уменьшить Z следует увеличить d1)

5.14 Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня F0 , Н, по формуле[1, с 91]

Н

где Рном - мощность электродвигателя, кВт;

Сl, Сб, Ср - поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82, табл. 5.2]

х - скорость ремня, м/с,

Z - число ремней в комплекте.

5.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н, по формуле [1, с 91]

Н

5.16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н,

одного клинового ремня по формулам[1, с 91]

,

5.17 Определяем силу давления на вал комплекта клиновых ремней по формуле [1, с 91]

,

где б1 - угол охвата малого шкива, град.

Проверочный расчет

5.18 Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, н/мм2 по неравенству [1, с 91]

уmax=у1+уи+ух2,5+5,2+0,04=7,74 Н/мм2 ? [10 Н/мм2]

где у1-напряжение растяжения, H/мм2, определяем по формуле [1, с 84]

Н/мм2

где А - площадь сечения одного клинового ремня, мм2, по таблице [1, с 440, т К31]

уи - напряжение изгиба, H/мм2, определяем по формуле[1, с 84]

Н/мм2

Еи=80…100 H/мм2- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

h - высота ремня, мм, по таблице [1, с 440, т К31];

d1 - диаметр ведущего шкива;

ух-напряжение от центробежных сил, H/мм2, по формуле [1, с 84]

Н/мм2

с=1250…1400 кг/м3 - плотность материала ремня;

х - скорость ремня м/с

[уp] - допускаемое напряжение растяжения, [у]p =10 H/мм2 - для клиновых ремней.

Примечание 5 - Если получится уmax > [уp], то следует увеличить диаметр d1 ведущего шкива или принять большее сечения ремня и повторить расчет передачи.

5.19 Полученные значения параметров открытой передачи сводим в таблицу 5.2

Таблица 5.2 - Параметры клиноременной передачи

6.Определение нагрузки валов редуктора

6.1 Определяем силы в зацеплении по формулам таблицы [1, с.100, табл.6,1]

Окружная сила, Н

где Т2 - момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;

d2 - делительный диаметр колеса, мм

Радиальная сила, Н

где б=200 , угол зацепления, tgб= 0,3640;

в - угол наклона зубьев, град, по таблице 3.

Осевая сила, Н

,

6. 2 Определяем консольные силы

Радиальная сила

клиноременной передачи, Н

,

где FO - сила предварительного натяжения, Н;

z - число ремней клиноременной передачи

б1 - угол обхвата малого шкива, град.

Радиальная сила муфты на тихоходном валу, Н

где Т2 - момент на тихоходном валу редуктора Н·м,

или на быстроходном валу

6.3 Результаты заносим в таблицу 6

Таблица 6 - Нагрузки валов редуктора

Рисунок 6.1 - Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

7.1 Выбор материала валов редуктора

Для валов применяем легированную сталь 40Х (или 45). Проектный расчет выполняем по напряжениям кручения [ф]к = 10…20 Н/мм2

7.2 Определяем геометрические размеры ступеней валов редуктора. Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров деталей. В проектном расчете ориентировочно определяем геометрические размеры степеней быстроходного и тихоходного валов .Расчеты ведем по таблице 7.1 приложения И. По полученным размерам вычерчиваем тихоходный и быстроходный вал рисунок 7.1.

а)

б)

Рисунок 7.1 - Эскизы валов редуктора

а) быстроходный вал (вал - шестерня)

б) тихоходный вал (l*3 - в коническом редукторе)

7.3 Предварительный выбор подшипников качения

Тип подшипников, серию и схему установки для тихоходного и быстроходного вала определяем в соответствии с таблицей [1, с. 115, т. 7.2]

По таблице [1. табл. К27…К29 с.432…439] выбираем типоразмер подшипника по величине внутреннего кольца d, равного диаметру второй и четвертой ступеней вала под подшипники. .Выписываем основные параметры подшипников:

геометрические размеры - d, D, B(Т, с)

динамическую Сr и статическую С0r грузоподъемности.

Основные параметры подшипников записываем в таблицу 7

7.4 Эскизная компоновка редуктора

Разработку чертежа рабочего вида выполняем в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге, в последовательности, приведенной на рисунке 7.2.

7.4.1 В конструкции колеса предусматриваем ступицу. Наружный диаметр ступицы dст=(1,55…1,6)d=82; длина ступицы lст=(1,1…1,5)d=45, где d - внутренний диаметр ступицы, равный диаметру 3-й ступени вала d3.

7.4.2 Зазор между внутренней поверхностью стенки и вращающимися поверхностями колеса для предотвращения задевания: х=мм, L L?

7.4.3.Расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса f=D/2+х, где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса у>4х.

7.4.4 Проводим осевые линии валов и намечаем компоновку, в соответствии с кинематической схемой. Вычерчиваем редукторную пару

7.4.5 Проводим линию контура внутренней стенки корпуса на расстоянии х=8…10 мм от вращающихся деталей, такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром. Расстояние между дном и поверхностью колес у>4х.

7.4.6 Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным в проектном расчете.

7.4.7 На 2-й и 4-й ступенях валов вычерчиваем контур подшипников, по размерам d, D, В(Т, с), в соответствии со схемой установки.

7.5 Определяем замерами расстояния между точками приложения реакций подшипников, мм,

lБ - быстроходный вал lТ - тихоходный вал

Определяем точки приложения консольных сил.

От открытой передачи Fоп в середине выходного конца вала, lо , мм.

Сила давления муфты Fм находится в торцевой плоскости выходного конца, lм , мм.

7.6 Заполняем таблицу 7

Таблица 7 - Параметры ступеней валов и подшипников

8 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

8.1 Выписываем исходные данные для расчетов:

8.1.1Нагрузки валов, Н, по таблице 6.

Силы в зацеплении: окружная Ft1 =Ft2 =Ft, радиальная Fr1 =Fr2 =Fr и осевая сила Fа1 =Fа2 =Fа.

Сила от ременной передачи: открытой передачи Fоп .

Сила от муфты: Fм

8.1.2 Моменты на валах, Нм, по таблице 1.

Быстроходный вал - Т1 , тихоходный вал - Т2.

8.1.3 Геометрические размеры.

Расстояние между точками приложения реакций в подшипниках по таблице 7.

Тихоходный вал lТ

Быстроходный вал lБ

Делительные диаметры, м, по таблице 4.

Шестерни (быстроходный вал) d1

Колеса (тихоходный вал) d2

8.2 Вычерчиваем расчетную схему быстроходного и тихоходного валов, рисунок 8. 1, в соответствии с кинематической схемой

8.3 Определяем реакций в подшипниках и строим эпюры:

Быстроходный вал

Тихоходный вал

9 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность

9.1 Проверяем пригодность подшипника тихоходного вала на примере №209, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=86об/мин. Осевая сила в зацеплении Rа= Fа=1078Н. Реакции в подшипниках RС=2319Н, RD=4660Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с.432 ] Сr= 25500Н,С0r=18600 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 - коэффициент осевой нагрузки;

Кб=1,3 - коэффициент безопасности

КТ=1 - температурный коэффициент

а1=1 - коэффициент надёжности

а23=0,8 - коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее Lh=20000 (ресурс работы привода)

9.2 Подшипники установлены враспор.

9.2.1 Определяем отношение .

9.2.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,263, Y=1,68.

9.2.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RЕ=(XVRr2 +YRа) Kб KТ=(0,56·1·4660+1,8·1078)1,3·1=5599 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

Сrр=RЕ<Сr

подшипник пригоден

9.2.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L10h=а1а23ч> Lh

Долговечность подшипника достаточна.

9.4 Проверяем пригодность подшипника быстроходного вала на примере №207, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=345об/мин. Осевая сила в зацеплении Rа= Fа=1078Н. Реакции в подшипниках RС=919Н, RD=1825Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с.432 ] Сr= 25200 Н,С0r=13700 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 - коэффициент осевой нагрузки;

Кб=1,3 - коэффициент безопасности

КТ=1 - температурный коэффициент

а1=1 - коэффициент надёжности

а23=0,8 - коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее Lh=20000 (ресурс работы привода)

9.3 Подшипники установлены враспор.

9.3.1 Определяем отношение .

9.3.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,28, Y=1,55.

9.3.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RЕ=(XVRr2 +YRа) Kб KТ=(0,56·1·1825+1,55·1078)1,3·1=2882 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

Сrр=RЕ<Сr

подшипник пригоден

9.3.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L10h=а1а23ч> Lh

Долговечность подшипника достаточна.

Список использованных источников

1 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., ВШ., 2004.

2 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., ВШ., 1991.

3 Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Детали машин. М., ВШ., 2002.

4 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.- М., ВШ.,1985.

5 Ицкович Г.М. Сборник задач и примеров расчетов по курсу Деталей машин

М., Машиностроение, 1974.

6 Иосилевич Г.Б. Детали машин. М., Машиностроение. 1988.

7 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. М., Машиностроение, 1987.

8 Ряховский О.А., Клыпин А.В., Детали машин. М.,ООО «Дрофа», 2002.

9 Романов М.Я., Константинов В.А., Покровский Н.А., Сборник задач по деталям машин. М., Машиностроение. 1984.

10 Стандарт СМК СТП 1.4-01-2005, ГОУ ВПО БрГУ, Братск 2005.

Размещено на Allbest.ru