Привод ленточного конвейера
Собранные узлы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. В промежуточный вал закладывают шпонки 10?8?36 и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурты вала, затем… Читать ещё >
Привод ленточного конвейера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ По дисциплине детали машин Привод ленточного конвейера
1. Кинематический расчет
1.1 Выбор электродвигателя
1.1.1 Требуемая мощность
N=P*V/з ,
где Р — окружное усилие на барабане, Р=185 кг;
V — скорость ленты конвейера, V=0,8 м/с;
з — общий к.п.д. привода з = зм2 зп3 зз.п.3 ,
где зм — потери в муфте; принимаем зм = 0,99;
зп — потери в подшипниках качения; принимаем зп = 0,98;
зз.п. — к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи; принимаем зз.п. = 0,98.
з = 0,992*0,983*0,983=0,87
N=1850*0,8/0,87=1701 Вт=1,7 кВт.
1.1.2 Ориентировочное число оборотов двигателя
nд=nт*И',
где пт — число оборотов транспортёра
nт=60V/рD=60*0,8/(3,14*0,3)=50,9 об/мин, где D — диаметр барабана, D=300 мм;
И' — ориентировочное передаточное отношение, И'= Из.п.2=42=16.
nд=50,9*16=814,4 об/мин.
1.1.3 Из полученных расчётов принимаем трёхфазный асинхронный электродвигатель 4А100L6, для которого: Nд=2,2 кВт, ncд=1000 об/мин, d1=28 мм, l1=60 мм, nд=945 об/мин.
1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням Общее передаточное отношение И= nд/ nт=945/50,9=18,6
И=Иб*Ит=18,6
Иб'=Ит'==4,3
Принимаем Иб'=4,6, тогда Ит'=18,6/4,6=4,04=4
1.3 Числа оборотов валов
nд= n1=945 (мин -1) — число оборотов входного (быстроходного) вала.
2= n1/ Иб=945/4,6=205,4 (мин -1);
n3= n2/ Ит=205,4/4,0=51,4 (мин -1);
щ1=рn1/30=(3,14*945)/30=98,9 (сек -1);
щ2=рn2/30=(3,14*205,4)/30=21,5 (сек -1);
щ3=рn3/30=(3,14*51,4)/30=5,4 (сек -1).
1.4 Вращающие моменты на валах.
N=T*щ
— на быстроходном валу:
T1=(N1/щ1)* зм* зп=(1700/98,9)*0,99*0,98=16,7 Нм;
— на промежуточном валу:
T2=Т1*Иб* зз.п* зп=16,7*4,6*0,98*0,98=73,7 Нм;
— на тихоходном валу:
T3=Т2*Ит* зз.п* зп=73,7*4*0,98*0,98=283,1 Нм.
2. Допускаемое напряжение зубчатых колёс
2.1 Допускаемое контактное напряжение Учитывая назначение привода, принимаем для всех шестерён хромистую сталь — сталь 40Х; термообработка до твёрдости НВ1=290…310, принимаем НВ1=300.
Для зубчатых колёс назначаем конструкционную сталь — сталь 40; термообработка до твёрдости НВ2=270…290, принимаем НВ2=280.
Расчёт допускаемых контактных напряжений.
а) Быстроходная ступень ШЕСТЕРНЯ
[у]H1=(уHLim1/Sн)*КHL1 ,
где уHLim1= уHО1 — предельное контактное напряжение, зависит от термообработки. При НВ<350:
уHLim1=(1,8…2)НВ1+(68…70)=2*НВ1+70=670 МПа.
Sн=1,1 — коэффициент безопасности для редукторов, зависит от термообработки.
КHL — коэффициент долговечности, зависит от срока службы и режима нагрузки, при переменной нагрузки:
КHL1=,
где Nно=4*107 — базовое число циклов нагружения зуба;
Nн1 — действительное число циклов нагружения
Nн1=60*n1*c1*t*Kt,
где n1 — число оборотов вала шестерни,
c1= Иб=4,6 — число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;
Kt — коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки
Kt=?[(Мi/Mном)*ti]=[(1.5*Mном)/Мном]*0,0004+ [(1*Mном)/Мном]*0,2+[(0,6*Mном)/Мном]*0,8=0,0006+0,2+0,16=0,3606;
Kt — коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки
Kt<1.
Мi=Ti — вращающий момент на соответствующем участке;
Мном=Тн — номинальный вращающий момент;
t — время действия момента на соответствующем участке.
t=5*365*24*0,29*0,8=10 161,6 ч.
Nн1=60*945*4,6*10 161,6*0,3606=96*107
КHL1==0,5886, принимаем КHL1=1
[у]H1=(671/1,1)*1=609 МПа.
КОЛЕСО
[у]H2=(уHLim2/Sн)*КHL2
уHLim1=(1,8…2)НВ2+(68…70)=2*НВ2+70=630 МПа
КHL2==0,98, принимаем КHL2=1.
Nн2=60*n2*c2*t*Kt,
где с2=1 — число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;
n2=205,4 (мин -1) — число оборотов вала колеса.
Nн2=60*205,4*1*10 161,6*0,3606=4,5*107
[у]H2=(630/1,1)*1=573 МПа.
Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:
[у]Hрб=(0,45…0,48) [у]H1+[у]H2=([у]H1+[у]H2)/2=(609+573)/2=591 МПа.
б) Тихоходная ступень.
ШЕСТЕРНЯ
[у]H1=(уHLim1/Sн)*КHL1 ,
уHLim1=670 МПа,
Sн=1,1.
КHL1==0,778, принимаем КHL1=1;
Nн1=60*n2*c1*t*Kt,
где c1= Ит=4 — число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса.
Nн1=60*205,4*4*10 161,6*0,3606=18*107
[у]H1=(670/1,1)*1=609 МПа.
КОЛЕСО
[у]H2=(уHLim2/Sн)*КHL2
уHLim1=(1,8…2)НВ2+(68…70)=2*НВ2+70=630 МПа
КHL2==1,24.
Nн2=60*n3*c2*t*Kt,
где с2=1 — число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;
n2=51,4 (мин -1) — число оборотов вала колеса.
Nн2=60*51,4*1*10 161,6*0,3606=1,1*107
[у]H2=(630/1,1)*1,24=710,2 МПа.
Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:
[у]Hрт=(0,45…0,48) [у]H1+[у]H2=([у]H1+[у]H2)/2=(609+710,2)/2=657 МПа.
2.2. Допускаемое напряжение на изиб.
а) Быстроходная ступень.
ШЕСТЕРНЯ
[у]F1=(уFLim1/SF)*КFL1,
где уFLim1= уFО1 =1,8*НВi — предельное напряжение при изгибе при НВ<350.
уFLim1=1,8*300=540 МПа;
SF=1,75 — коэффициент безопасности при объёмной термообработке при НВ<350.
КFL — коэффициент долговечности при изгибе КFL1=,
где NFO=4*106 — базовое число циклов нагружения зуба;
NF1 — действительное число циклов нагружения
NF1=60*n1*c1*t*Kt,
где n1 — число оборотов вала шестерни, n1=945 (мин -1);
c1= Иб=4,6 — число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;
Kt =0,3606;
t =10 161,6 ч.
NF1=60*945*4,6*10 161,6*0,3606=655*106
КFL1==0,4, принимаем КFL1=1
[у]F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.
КОЛЕСО НВ2=280.
с2=1 — число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;
n2=205,4 (мин -1) — число оборотов колеса на промежуточном валу.
NF2=60*205,4*1*10 161,6*0,3606=45,2*106
КFL2==0,66, принимаем КFL2=1;
уFLim2=1,8*280=504 МПа
[у]F2=(504/1,75)*1=288 МПа.
Расчётное допускаемое напряжение на изгиб быстроходной ступени:
[у]Fрб =([у]F1+[у]F2)/2=(308,6+288)/2=298 МПа.
б) Тихоходная ступень.
ШЕСТЕРНЯ НВ1=300
n2=205,4 (мин -1) — число оборотов шестерни на промежуточном валу;
с1= Ит=4 — передаточное отношение в тихоходной ступени.
NF1=60*205,4*4*10 161,6*0,3606=180*106
КFL1==0,53, принимаем КFL1=1;
уFLim1=1,8*300=540 МПа;
[у]F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.
КОЛЕСО НВ2=280
N3=51,4 (мин -1) — число оборотов вала колеса на тихоходной ступени;
с1= 1 — число зацепления зуба колеса за один оборот колеса.
NF2=60*51,4*1*10 161,6*0,3606=11,3*106
КFL2==0,84, принимаем КFL2=1;
уFLim2=1,8*280=504 МПа;
[у]F1=(540/1,75)*1=308,6 МПа.
Расчётное допускаемое напряжение на изгиб тихоходной ступени:
[у]Fрт =([у]F1+[у]F2)/2=(308,6+288)/2=298 МПа.
электродвигатель зубчатая передача редуктор
3. Проектный расчёт зубчатых передач
3.1 Тихоходная ступень
— Межосевое расстояние аW=(И+1)*,
где шва=в2/ аW=0,25…0,5 — коэффициент относительной ширины колеса к межосевому расстоянию; принимаем для симметричного расположения колёс шва0,315;
КН=f (НВ) — коэффициент нагрузки, зависит от термообработки, КН=1,1…1,43, принимаем КН=1,3;
К'а=310 (для прямозубых передач).
аW=(4+1)*=135 мм.
— модуль зацепления
mn=(0,01…0,02) аW=(1,36…2,72), принимаем стандартное значение: mn=2 мм.
— суммарное число зубьев
ZУ=(2*аW)/m=(2*135)/2=135
— числа зубьев шестерни и колеса
Z1= ZУ/(И+1)=135/(4+1)=27;
Z2= ZУ— Z1=135−27=108
— фактическое передаточное число ИФ= Z2/ Z1=108/27=4
— делительные диаметры колёс:
а)шестерни
d1= m*Z1=2*27=54 мм;
б) колеса
d2= m*Z2=2*108=216 мм.
— диаметры по выступам:
а)шестерни
dа1= m (Z1+2)=2(27+2)=58 мм;
б)колеса
dа2= m (Z2+2)=2(108+2)=216 мм.
— диаметры по впадинам:
а)шестерни
df1= m (Z1-2,5)=2(27−2,5)=49 мм;
б) колеса
df2= m (Z2-2,5)=2(108−2,5)=211 мм.
— уточнённое межосевое расстояние аW= (d1+ d2)/2=(54+216)/2=135 мм.
— ширина зубчатого колеса в2= шва* аW=0,315*135=42,5 мм, принимаем в2=43 мм.
— ширина шестерни
в1=(2…5)+ в2=48 мм.
— усилия в зацеплении:
а) шестерни:
— окружное усилие
Ft1=2*T2/d1=2*73,7*103/54=2730 Н=2,7 кН;
— радиальное усилие
Fr1= Ft1*tgб=2730*tg20o=994 H,
где б — угол зацепления, б=20о.
— осевое усилие
Fа1=0 (т.к. передача прямозубая) а) колеса:
— окружное усилие
Ft2=2*T3/d2=2*283,1*103/216=2621 Н=2,6 кН;
— радиальное усилие
Fr2= Ft2*tgб=2621*tg20o=954 H,
где б — угол зацепления, б=20о.
— осевое усилие
Fа1=0 (т.к. передача прямозубая);
— скорость
V1=V2=(щ2* d1)/2=(21,5*54)/2*103=0,58 м/с;
принимаем 8-ой класс точности.
Проверочный расчёт.
Расчётное контактное напряжение ун.действ=(Zб/ аW)*? [у]H,
где Zб=9600 — для прямозубых передач;
Иф — фактическое передаточное число ун.действ=(9600/ 135)*=593 МПа,
что ?[у]H=657 Мпа.
Т.к. расчётное напряжение ун меньше допускаемого [у]H в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
Расчётное напряжение на изгиб а) в зубьях колеса уF2=(КF2* Ft2*YFS2)/в2*m?[у]F2,
где YFS2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от числа зубьев, YFS2=3,59 (для Z2=108 и X=0); X — коэффициент смещения инструмента;
КF — коэффициент нагрузки КF= КFV*КFв*КFб,
где КFV — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, КFV=1,3;
КFв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца КFв=0,18+0,82* КНв0, КНв0=1,12, тогда КFв=0,18+0,82* 1,12=1,1
КFб — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
КFб= КНб0=1+А (nct-5)=1+0.25(8−5)=1,75
А=0,25 (при НВ?350)
nст — степень точности, n=8.
КF=1,3*1,1*1,75=2,5
уF2=(2,5*2621*3,59)/(43*2)=274 МПа, что ?[у]F2=288 МПа.
б) в зубьях шестерни уF1= (уF2* YFS1)/ YFS2?[у]F1
уF1=(274*3,91)/3,59=298 МПа, что ?[у]F=308,6 Мпа
3.2 Быстроходная ступень
— Межосевое расстояние аW=(И+1)*,
аW=(4,6+1)*=85 мм.
— модуль зацепления
mn=(0,01…0,02)*аW=(0,85…1,7) мм, принимаем стандартное значение: mn=1 мм.
— числа зубьев шестерни и колеса
Z1=(2*аW*соs10o)/(И+1)*mn=(2*85*cos10o)/(4,6+1)*1=29,1,
принимаем Z1=30;
— угол наклона зубьев, примем ориентировочно в=100.
Z2=Z1*И=30*4,6=137,7, примем Z2=138.
— фактическое передаточное число ИФ= Z2/ Z1=138/30=4,6.
— уточняем в
cоsв'=(Z1+Z2)*mn/2* аW=(30+138)*1/(2*85)=0,9233, принимаем в'=80.
— делительные диаметры колёс:
а)шестерни
d1= m*Z1=1*30=30 мм;
б) колеса
d2= m*Z2=1*138=138 мм.
— диаметры по выступам:
а)шестерни
dа1= m (Z1+2)=1(30+2)=32 мм;
б)колеса
dа2= m (Z2+2)=1(138+2)=140 мм.
— диаметры по впадинам:
а)шестерни
df1= m (Z1-2,5)=1(30−2,5)=27,5 мм.
Б)колеса
df2= m (Z2-2,5)=1(138−2,5)=135,5 мм.
уточнённое межосевое расстояние аW= (d1+ d2)/2=(30+138)/2=84 мм.
— ширина зубчатого колеса в2= шва* аW=0,3*84=25,2 мм, принимаем в2=26 мм.
— ширина шестерни
в1=(2…5)+ в2=30 мм.
— усилия в зацеплении:
а)шестерни:
— окружное усилие
Ft1=2*(T1/2)/d1=2*(16,7/2)*103/30=556,6 Н
— радиальное усилие
Fr1= Ft1*tgб=556,6*tg20o/cos8o=205 H,
где б — угол зацепления, б=20о.
— осевое усилие
Fа1= Ft1*tgв=556,6*tg80=78,2 Н а) колеса:
— окружное усилие
Ft2=2*(T2/2)/d2=2*73,7/2*103/138=534 Н;
— радиальное усилие
Fr2= Ft2*tgб/соsв=534*tg20o/cos80=196 H,
где б — угол зацепления, б=20о.
— осевое усилие
Fа2= Ft2*tgв=534*tg80=75 Н.
— скорость
V1=V2=(щ1* d1)/2=(98,9*33)/2*103=1,63 м/с;
принимаем 8-ой класс точности.
Проверочный расчёт.
Расчётное контактное напряжение ун.действ=(Zб/ аW)*? [у]H,
где Zб=8400 — для косозубых передач;
Иф — фактическое передаточное число ун.действ=(8400/ 85)*=588 Мпа,
что ?[у]H=591 Мпа.
Т.к. расчётное напряжение ун меньше допускаемого [у]H в пределах 15%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
Расчётное напряжение на изгиб а) в зубьях колеса
уF2=(КF2* Ft2*YFS2*Yв*Yе)/в2*m?[у]F2,
где YFS2 — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от числа зубьев, YFS2=3,59 (для Z2=108 и X=0); X — коэффициент смещения инструмента;
КF — коэффициент нагрузки КF= КFV*КFв*КFб,
где КFV — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, КFV=1,3;
КFв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца КFв=0,18+0,82* КНв0, КНв0=1,12, тогда КFв=0,18+0,82* 1,12=1,1
КFб — коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
КFб= КНб0=1+А (nct-5)=1+0,25(8−5)=1,75
А=0,25 (при НВ?350)
nст — степень точности, n=8.
КF=1,3*1,1*1,75=2,5
Yв — коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче:
Yв=1-(в/100)=1-(8/100)=0,92;
Yе=0,65 (для косозубых передач) уF2=(2,5*625*3,59*0,92*0,65)/(30*1)=167,7 Мпа, что ?[у]F2=288 Мпа.
Б) в зубьях шестерни
уF1= (уF2* YFS1)/ YFS2?[у]F1
уF1=(167,7*3,91)/3,59=182,6 Мпа, что ?[у]F=308,6 Мпа.
Условия прочности выполнены.
4. Расчёт элементов корпуса редуктора При нестандартном изготовлении корпуса принимаем:
— материал корпуса — серый чугун СЧ18 ГОСТ 1412–81;
— отливка в песчано-глинястую форму;
— толщина стенок д д=0,03* аW+5=0,03*135+5=9,14 мм;
Учитывая технологию изготовления, принимаем д=10 мм.
— толщина рёбер жёсткости др
др=0,8* д=0,8*10=8 мм;
— толщина соединительного фланца дФ
дФ=1,2* д=1,2*10=12 мм;
— толщина фундаментного фланца дФ'
дФ'=1,5*д=1,5*10=15 мм;
— диаметр фундаментных болтов dбф
dбф=0,03*аW+(10…12)=14,05…16,05 мм, принимаем dбф=М16;
— диаметр подшипниковых болтов dбп
dбп=(0,7…0,75)*dбФ=11,2…12 мм, принимаем dбп=М12;
— диаметр соединительных болтов dб
dб=(0,5…0,6)*dбФ=8…9,6 мм, принимаем dб=М10;
Для упрощения технологии изготовления и сборки, принимаем dбп=dб=М12;
— ширина соединительного фланца в1
в1?2,2*dб=2,2*16=26,4 мм, принимаем в1=27 мм;
— ширина фундаментного фланца вф
вф=2,2*dбФ=2,2*16=35,2 мм,
принимаем вф=36 мм;
— размеры бабышек а) диаметр бабышки d0
d0=2*dб=2*12=24 мм;
б) толщина бабышки h0
h0=1 мм;
— диаметр фиксирующих штифтов dш
dш=(0,7…0,8)*dб=8,4…9,6 мм, принимаем dш=8 мм.
5. Проектный расчёт валов
5.1 Тихоходный вал Принимаем материал валов — конструкционная сталь 35, термообработка до НВ 300; для которого [ф]=20 МПа.
— Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:
ф=Мкр/Wр?[ ф], [Н/мм2],
Мкр=Т3, Wр=рd3/16.
d===41,6 мм,
принимаем d=42 мм.
— диаметр под подшипниками
dп=d+(2…5)=44…47 мм, принимаем dп=45 мм.
— диаметр под колесом
Dк=dп+(2…5)=47…50 мм, принимаем dк=50 мм.
— линейные размеры
l1=1,5d=1,5*42=63 мм;
=10 мм — зазор между вращающимися неподвижными деталями;
l2=29 мм — толщина сквозной подшипниковой крышки;
в2=70 мм — длина ступицы колеса;
l3=50 мм — расстояние от ступицы зубчатого колеса до противоположной стенки.
5.2 Промежуточный вал
— Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:
dп===26,6 мм,
принимаем d=30 мм.
— диаметр под колесами
dк=dп+(2…5)=32…35 мм,
принимаем dк=34 мм.
— линейные размеры Д=10 мм — зазор между вращающимися неподвижными деталями;
lcт=40 мм — длина ступицы колес:
l2=26 мм — толщина глухих подшипниковых крышек;
в1=48 мм — ширина шистерни;
l3=13 мм.
5.3 Быстроходный вал
— Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:
d===19,6 мм,
принимаем d=20 мм.
— диаметр под подшипниками
dп=d+(2…5)=22…25 мм,
принимаем dп=25 мм.
— принимаем d2=28 мм.
— линейные размеры
l1=1,5d=1,5*20=30 мм;
l2=20 мм — толщина сквозной подшипниковой крышки;
l3=13 мм.
5.4 Предварительный выбор подшипников Для всех валов выбираем шариковые радиальные подшипника средней серии.
Валы | Обозначение подшипников | d, мм | D, мм | B, мм | R, мм | C, кН | С0, кН | |
Тихоходный | 2,5 | 37,1 | 26,2 | |||||
Промежуточный | 2,0 | 17,3 | 11,4 | |||||
Быстроходный | 2,0 | 17,3 | 11,4 | |||||
6. Уточнённый расчёт тихоходного вала Исходные данные:
Ft=2621 H; Fr=954 Н: Fм=0,2 Ft=0,2*2621=524,2 Н — усилие от неточности установки муфты.
1. Находим реакции в опорах Ух=0=-Ах, Ах=0
1.1 Рассмотрим плоскость хоz:
УМАу=0= Fr*в+Вz*2 В, Вz=-(Fr*в)/2в=-477 Н.
УМБу=0=Аz*2в+ Fr*в, Аz= -Fr/2=-477 Н.
Проверка:
Уz=0= Аz+ Fr+ Вz,
— 477+954−477=0,0=0.
1.2 Рассмотрим плоскость уоz:
УМАz=0= Fм*аFt*в-Ву*2 В, Ву=(Fм*аFt*в)/2в=(524,2*83−2621*109)/2*109=-1110,9 Н.
УМБz=0= Fм(а+2в)+Ау*2в+ Ft*в, Ау=-((Fм(а+2в)+ Ft*в)/2 в)=-2034,3 Н.
Проверка:
Уу=0= Ау+ Fм+ Ву+ Ft
524,2+(-2034,3)+2621+(-1110,9)=0, 0=0.
2. Строим эпюры моментов
2.1. Проверка правильности построения эпюры:
|Аz*2в|-|Вz*c|=0.
2.2.Определяем опасное сечение Микол===131 кН/мм.
Сравнивая величины Мизг, определяем, что опасным является сечение под колесом.
3. Выполняем уточнённый расчёт.
3.1.Коэффициент запаса прочности п=пу*пф/,
где пу, пф — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dк=50 мм) среднее значение уВ=780 МПа.
3.2. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба у-1?0,43*уВ=0,43*780=335 МПа.
3.3. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ф-1=0,55*у-1=0,55*335=184 МПа.
пу= у-1/((Ку/еу*в)*уа+шу*уm);
пф= у-1/((Кф/еф*в)*фа+шф*фm);
где Ку, Кф — коэффициенты концентрации напряжений, зависит от вида концинтратора.
Ку=1,75; Кф=1,6.
еу — масштабный фактор для нормальных напряжений; еу=0,82;
еф — масштабный фактор для касательных напряжений; еф=0,7;
шу =0,2; шф=0,1.
Т.к. осевая нагрузка Fa отсутствует, то уm (среднее напряжение цикла нормальных напряжений) равно 0.
3.4. Крутящий момент Мкр=283,1*103 Н*мм.
3.5.Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Мz=121*103 Н*мм.
3.6.Изгибающий момент в вертикальной плоскости Му=52*103 Н*мм.
3.7.Суммарный изгибающий момент в опасном сечении Микол=131 кН/мм.
3.8.Момент сопротивления кручению (d=50 мм, в=14 мм, t1=5,5 мм)
Wк нетто=рd3/16-вt1(dt1)2/2d=3,14*502/16−14,55(50−5,5)2/2*50=23*103 мм3.
3.9.Момент сопротивления изгибу
Wнетто=рd3/32-вt1(dt1)2/2d=3,14*502/32−14,55(50−5,5)2/2*50=10,7*103 мм3.
3.10.Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений фа=фm=Мкр/2Wк нетто=283,1*103/2*23*103=6,15 МПа.
3.11.Амплитуда нормальных напряжений изгиба
уа= Микол/ Wнетто=131*103/10,7*103=12,2 МПа, уm=0.
3.12.Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям пу=335/((1,75/0,82)*12,2)?12,8 МПа.
3.13.Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям пф=184/((1,6/0,7)*6,15+0,1*6,15)?12,5 МПа.
3.14.Результирующий коэффициент запаса прочности для опасного сечения п=(12,8*12,5)/=8,1
п > [п]=1,5.
7. Уточнённый расчёт подшипников тихоходного вала Из предыдущих расчётов имеем:
Ft=2621 H; Fr=954 Н; l1=83 мм; l2=109 мм.
1. Находим реакции в опорах
— в плоскости ух:
Ry1=Ry2=Ft/2=2621/2=1310,5 Н.
— в плоскости zх:
Rz1=Rz2=(½l2)*Fr*l2= Fr/2=954/2=477 Н.
Проверка:
Rz1+Rz2-Fr=0
477+477−954=0
2. Находим суммарные реакции
Pr1=Н;
Pr2=Н.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309, для которых:
d=45 мм, D=100 мм, В=25 мм, С=37,1 кН, Со=26,2 кН.
3. Определяем эквивалентную нагрузку
э=ХVPr1*Kб*Кт,
где Pr1=1395 Н — радиальная нагрузка,
Kб=1 — коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров,
V=1, Кт=1 (опр. по табл.), Х=0,56.
Рэ=0,56*1*1395*1*1=781,2 Н.
4. Определяем расчётную долговечность, в млн.об.
L=(C/Pэ)3=(37,1*103/781,2)3=107 111 млн.об.
5. Определяем расчётную долговечность, в часах
Lh=(L*106)/(60*n3)=(107 111*106)/(60*51,4)=347*103 ч.
8. Выбор и расчёт шпоночных соединений Выбираем для всех валов шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок — сталь 40 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности уmaxсм==120 Мпа (при стальной ступице).
8.1 Тихоходный вал а) d=42 мм, в? h =12?8 мм, t=5мм, длина шпонки l=56 мм (при l1=63 мм), момент на валу Т3=283,1 Нм.
усм= что<[ усм].
б) d=50 мм, в? h =14?9 мм, t=5,5 мм, длина шпонки l=63 мм (при lст=70 мм), момент на валу Т3=283,1 Нм.
усм= что<[ усм].
8.2 Промежуточный вал
d=34 мм, в? h =10?8 мм, t=5мм, длина шпонки l=36 мм (при l1=40 мм), момент на валу Т2=73,7 Нм.
усм= что<[ усм].
8.3 Быстроходный вал
d=16 мм, в? h =5?5 мм, t=3мм, длина шпонки l=25 мм (при l1=30 мм), момент на валу Т1=16,7 Нм.
усм= что<[ усм].
9. Выбор и расчёт муфт Т.к. соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то применяем жёсткие муфты фланцевые.
Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента:
Мр=к*Мном?[М],
где к — коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортёров к=1,25…1,50, принимаем к=1,3;
а)для муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом (d=20 мм) Мр=1,3*16,7=21,7 Нм, что ?[М]=31,5 Нм;
б)для муфты, соединяющей тихоходный вал с приводным валом (d=42 мм) Мр=1,3*283,1=368 Нм, что ?[М]=400 Нм.
Проверочный расчёт болтовых соединений фланцевых муфт.
При проверочном расчёте болтовых соединений фланцевых муфт учитываем, что половина общего числа болтов ставится в отверстие без зазора, поэтому достаточно проверить только их на срез; условие прочности:
ф=,
где РР=2МР/(Do*z1) — окружная сила, приходящаяся на 1 болт;
Do — диаметр окружности расположения болтов,
z1 — число болтов, проставленных без зазора.
а) для муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом (d=20 мм) РР=2*21,7/(70*10-3*4)=155 Н, ф=155/(3,14*(20*10-3)2/4)=11,2 Нм, что? [ф]=20 Нм.
б) для муфты, соединяющей тихоходный вал с приводным валом (d=42 мм) РР=2*368/(100*10-3*5)=1352 Н, ф=1352/(3,14*(42*10-3)2/4)=14,6 Нм, что? [ф]=20 Нм.
10. Выбор сорта масла, расчёт количества Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
1.Определяем объём масляной ванны
V=0,25*N,
где N — передаваемая мощность, N=2,2 кВт
V=0,25*2,2=0,55 дм3.
2.Устанавливаем вязкость масла по табл. При контактных напряжениях [у]H1=609 МПа и скорости V=0,58 м/с рекомендуемая вязкость масла 28*10-6м2/с.
3.По табл. принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799–75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
11. Сборка редуктора Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100оС;
в промежуточный вал закладывают шпонки 10?8?36 и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурты вала, затем надевают распорную втулку, мажеудерживающие кольца и устанавлавают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
в ведомый вал закладывают шпонку 14?9?63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мажеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные узлы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список используемой литературы
[1]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 1.
А.В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик и др. Минск «Вышэйшая школа», 1982.
[2]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 2.
А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик и др. Минск «Вышэйшая школа», 1982.
[3]. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.
М. «Высшая школа», 2001.
[4]. М. И. Анфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. Издание 3-е, переработанное и дополненное. М. «Машиностроение», 1972
[5]. М. Н. Иванов, В. Н. Иванов. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных ВУЗов. М., «Высшая школа», 1975.