Реферат: Привод ленточного конвейера
Кафедра «Основы проектирования машин»
Курсовой проект
Тема “Привод ленточногоконвейера”
Содержание
/>Введение
1.Техническое задание
2.Энергетический и кинематический расчёт привода
3. Выборматериала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
4. Расчёттихоходной зубчатой передачи
4.1Проектный расчёт передачи
4.2 Проверочныйрасчёт передачи на контактную выносливость
4.3Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
4.4 Расчётгеометрических параметров передачи
5. Расчётбыстроходной зубчатой передачи
5.1 Проектныйрасчёт и определение геометрических параметров передачи
6. Расчётвалов
6.1Проектный расчёт валов
6.2Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
7. Выборподшипников качения
7.1Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала
8. Расчётшпоночных соединений
9. Выбормуфт
10. Смазка редуктора
Заключение
Списокиспользованной литературы
Введение
Червячно-цилиндрические редукторы имеют разъёмный корпус дляцилиндрической передачи. В этом случае может быть использован нормальный корпусчервячного редуктора. В расточку корпуса под роликовый подшипник с короткимицилиндрическими роликами вставлена втулка корпуса цилиндрической передачи,которая крепится к фланцу корпуса червячной передачи болтами, которые междусобой связаны проволокой для устранения самоотвинчивания.
Для маслонепроницаемости в местах торцевых соединений корпусацилиндрической и червячной передачи, а также торцевой крышки с корпусом цилиндрическойпередачи прокладываются картонные прокладки. Крышка должна быть достаточножёсткой и для обеспечения маслонепроницаемости болты, стягивающие две детали,размещаются на расстоянии, равном 6…8 диаметрам болта. Положение крышкиотносительно корпуса фиксируется двумя вытяжными коническими штифтами,расположенными на противоположных сторонах торцевого фланца.
Червяк, изготовленный за одно целое с валом, устанавливается содной стороны на два конических роликовых подшипника с углом конуса 27° ивоспринимает как радиальную, так и осевую нагрузку. На другом конце валаустановлен однорядный цилиндрический подшипник с короткими цилиндрическимироликами с бортами на внутреннем кольце, что обеспечивает свободное перемещениевала по роликам при температурном расширении. Составное червячное колесо,изготовленное напресовкой бронзового венца на стальную ступицу с дополнительнымстопорением тремя винтами, установлено на выходном валу редуктора по посадке сгарантированным натягом в сочетании со шпоночным соединением. Опорами валачервячного колеса являются радиально-упорные роликовые подшипники.
Цилиндрическая передача в данных редукторах ограничиваетсяокружной скоростью от 2 до 8 м/с и может выполняться прямозубой или косозубой.Ограничение скорости предусматривает устранение возможного перегрева масла вкартере цилиндрической передачи при вращении.
1. Техническое задание
/>
Рисунок 1 – Схема привода 1– электродвигатель; 2– муфтаупругая; 3– редуктор; 4– муфта зубчатая; 5– вал приводной.
Исходные данные
1 Тяговое усилие Ft<sub/>= 4,6 кН;
2 Скорость ленты V=0,25 м/с;
3 Диаметр барабана D=275 мм;
4 Длина барабана L=350 мм
2. Энергетический и кинематическийрасчёт привода
Определение номинальной мощности привода и выбор электродвигателя
Номинальная мощность электродвигателя:
P=/> (1)
где Р — номинальная мощность требуемого электродвигателя;
Ft<sub/>- тяговое усилие;
V — скорость ленты;
η — КПД привода
Общий КПД привода:
η = η1×η2×η/>×η4×η5/>(2)
где η1 — КПД цилиндрической зубчатой передачис косыми зубьями,
η1=0,98 (таблица 2.1 [3]);
η2 — КПД червячной передачи, η2=0,75(таблица 2.1 [3]);
η3 — КПД подшипников качения, η3 =0,995(таблица 2.1 [3]);
η4 — КПД муфты упругокомпенсирующей, η4=0,995 (таблица 2.1 [3]);
η5 — КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η5=0,995 (таблица 2.1 [3]);
η=0,98×0,75×0,9954×0,995×0,995 =0,723
р=/> = 1,59 кВт
После определения расчётной мощности двигателя предварительноопределяем частоту вращения вала ротора, для чего частоту вращения вала приводаумножаем на общее ориентировочное передаточное число привода:
nб = 60×1000V/πD (3)
где nб– частота вращениябарабана;
V — скорость ленты;
D- диаметр барабана;
nб =60 × 1000 × 0,25/ 3,14× 275 = 17,4 мин-1
По таблице 2.2 [3] ориентировочно определяем общеепередаточное число привода:
Uоб = U1×U2 (4)
где U1 – передаточное число зубчатойцилиндрической передачи с косозубыми колёсами в закрытом корпусе, U1=4;
U2 – передаточное число червячной передачи при двухзаходнемчервяке, U2=40
Uоб = 4×40=160
Ориентировочная частота вращения вала ротораэлектродвигателя:
nэд= nб× Uоб=17,4×160=2784 мин-1 (5)
Зная мощность и частоту вращения вала ротора электродвигателя,по таблице 2.3 [3] выбираем двигатель асинхронный единой серии АИР с номинальноймощностью Nдв=1,9 кВт.
Электродвигатель АИРС80В2: Рдв=1,9 кВт, nдв=2830 мин-1
Определение общего передаточного числа привода
Общее передаточное число привода определяется по формуле:
U= nдв/ nб (6)
где nдв — частота вращения ротора двигателя, nдв=2830 мин-1;
nб — частота вращения барабана, nб= 17,4 мин-1;
U= 2830/17,4=162,64
Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням.Принимаем передаточное число тихоходной ступени Uт=40, быстроходной
Uб= U/ Uт (7)
Uб=162,64/40=4,07
Определение частот вращения валов редуктора
n1 = nдв=2830 мин-1; (8)
n2= n1/ Uб=2830/4,07=695,33 мин-1; (9)
n3= n2/ Uт =695,33/40=17,38 мин-1; (10)
n4= n3=17,38 мин-1; (11)
Определение угловых скоростей валов привода
ω1 = π× n1/30 = 3,14×2830/30 = 296,21 с-1; (12)
ω2 = π× n2/30 = 3,14×695,33/30 = 72,78 с-1; (13)
ω3 = π × n 3/30 = 3,14× 17,38/30 = 1,82 с-1; (14)
ω4 = ω3 = 1,82 с-1 (15)
Определение мощностей, передаваемых валами привода
р1 = р × η3 × η4 (16)
где Р — номинальная мощность требуемого электродвигателя,
р =1,7кВт;
η3 — КПД подшипников качения, η3 =0,995(таблица 2.1[3]);
η4 — КПД муфты упругокомпенсирующей, η4=0,995 (таблица 2.1 [3]);
р1=1,9× 0,995× 0,995=1,88 кВт
р2= р1× η1× η3 (17)
где η1 — КПД цилиндрической зубчатой передачис косыми зубьями
η1 =0,98 (таблица 2.1[3]);
η3 — КПД подшипников качения, η3 =0,995(таблица 2.1 [3]);
р2=1,88× 0,98× 0,995=1,83 кВт
р3=р2× η2× η3 (18)
где η2 — КПД червячной передачи, η2=0,75(таблица 2.1[3]);
η3 — КПД подшипников качения, η3 =0,995(таблица 2.1[3]);
р3=1,83× 0,75× 0,995=1,38 кВт
р4=р3 × η3 × η5 (19)
где η3 — КПД подшипников качения, η3=0,995 (таблица 2.1[3]);
η5 — КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η5=0,995 (таблица 2.1[3]);
р4=1,38× 0,995× 0,995=1,37 кВт
Определение крутящих моментов на валах привода:
Т1=9550/>=9550/>=6,34 Н×м<sub/>(20)
Т2=9550/>=9550/>=25,13 Н×м<sub/>(21)
Т3=9550/>/>=9550/>=758,29 Н×м<sub/>(22)
Т4=9550/>=9550/>=752,79 Н×м<sub/>(23)
Таблица 1 – Значения параметров элементов привода
№ валаЧастота вращения
n, мин-1
Угловая Скорость ω, с-1
Мощность
Р, кВт
Крутящий
моментТ, Н×м
Передаточное
Число U
1 2830 296,21 1,88 6,34 4,07 – 2 695,33 72,78 1,83 25,13 40 3 17,38 1,82 1,38 758,29 – 4 17,38 1,82 1,37 752,79 – –3. Выбор материала и определениедопускаемых напряжений для зубчатых передач
Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходнойступени.
В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятнымиусловиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционнымисвойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.
Предварительно оцениваем скорость скольжения
νs= 4,5× 10-4× n2/> (24)
где Т3 – момент на червячном колесе, Т3= 752,79 Н×м;
n2 – частота вращения червяка, n2 = 695,33 мин-1;
νs= 4,5× 10-4× 695,33 />= 2,85 м/с
Так как при скоростях скольжения (2÷5)м/с в качествематериала для изготовления зубчатых венцов червячных колес применяются безоловянистыебронзы, то принимаем бронзу БрАЖ9-4 со следующими механическими свойствами:σв=400 МПа, σт=200 МПа (таблица 9.4[1]). Материал червяка выбираем сталь 40Хсо следующими механическими свойствами: σв=1000 МПа, σт=800 МПа, закалка до 54 HRC(таблица8.8[1]).
Определяем допускаемые контактные напряжения:
[σн] = 300 – 25 × νs<sub/>≤ [σн]max<sub/>(25)
[σн] = 300 – 25× 2,85 = 228,75 МПа
[σн]max = 1,65<sub/>σт<sub/>(26)
[σн]max = 1,65 × 800 = 1320 МПа,
условие соблюдается.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[σF]=<sub/>0,25×σт +0,08×σв ≤ [σF]max<sub/>(27)
[σF]=0,25× 200 +0,08× 400=82 МПа
[σF]max<sub/>= 2×<sub/>σт=2<sub/>× 200 = 400 МПа (28)
Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходнойступени.
В соответствии с рекомендациями [1] и принимаем сталь 45Х(улучшение) — для шестерни и сталь 40Х (улучшение) — для колеса
Таблица 2 – Значения параметров элементов привода
Марка стали Твердость НВσт, МПа
σв, МПа
45Х 240-280 650 850 40Х 230-260 520 750Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни иколеса:
/>
(29)
где σH0 – пределконтактной выносливости (таблица 4.2 [2]);
Sн – коэффициент безопасности, Sн=1,1;
КHL<sub/>–коэффициент долговечности;
Для шестерни: σH01 = 2НВ+70 = 2× 260+70=590 МПа (30)
Для колеса: σH02 = 2НВ+70 = 2× 245 +70=560 МПа (31)
Для прямозубых колес, а также для косозубых с небольшойразностью твердости зубьев шестерни и колеса за рассчетное принимаем меньшее издвух допускаемых напряжений, определяемых для материала шестерни [σн]1и колеса [σн]2
Коэффициент долговечности учитывает влияние срока службы и режиманагрузки передачи (1≤ КHL ≤2,6).Прежде чем находить коэффициент долговечности, определим базовое NHO и эквивалентное NHE число циклов, соответствующиепределу выносливости для шестерни и колеса.
Базовое число циклов [2, рис.4.1.3]
NHO1= 1,8 × 107
NHO2= 1,6 × 107
Эквивалентное число циклов
NHE1= 60 · n1 ·с · Lh · kHE(32)
NHE2= 60 · n2 ·с · Lh · kHE(33)
где Lh — продолжительность работы передачи, часов.При продолжительности работы 24 часа в течении 300 рабочих дней в году (срокслужбы редуктора 5 лет, коэффициент использования Ксут=0,29):
Lh = 5× 300× 24×0,29=10440 ч (34)
N1 – частота вращения шестерни, n1=2830 мин-1;
n2 – частота вращения зубчатого колеса, n2=695,33 мин-1;
c – число колёс находящихся в зацеплении с рассчитываемым, c=1;
kHE — коэффициент, учитывающий изменениенагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения передачи. Так какциклограмма нагружения в условии задания не дана, то принимаем ее произвольно(рис. 1).
/>
Рисунок 2 – Циклограмма нагружения передачи
Согласно формуле [2, с. 42]
/>
(35)
где qh — показатель степени кривой усталости прирасчете на контактную выносливость, qh = 6;
Ti — крутящие моменты, которые учитывают прирасчете на усталость;
Tmax — максимальный из моментов, учитываемых прирасчете на усталость;
t i — соответствующее моментам Ti времяработы.
Тогда получим:
kHE = 10,5 · 6· 0,2 + 0,750,5 · 6 · 0,5 + 0,50,5 · 6 · 0,3 = 0,45
NHE1= 60 · 2830 · 1 ·10440 · 0,45 = 79,8 · 107
NHE2= 60 · 695,33 · 1 ·10440 · 0,45 = 19,6 · 107
Так как NHO < NHE, принимаем КHL = 1.
/>
/>
Для дальнейшего расчета принимаем меньшее из рассчитанныхзначений, то есть σHР = 509,1МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба
/>(36)
где σFi — предел выносливости зубьев понапряжениям изгиба (табл. 4.1.3, [2]):
σFi = 1,75 HBi (37)
σF1 = 1,75 ·260 = 455МПа
σF2 = 1,75 ·245 = 429МПа
КFC — коэффициент, учитывающий влияниедвустороннего приложения нагрузки. Так как нагрузка односторонняя, КFC= 1;
0,4 – коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;
КFL — коэффициент долговечности, учитывающийвлияние срока службы
Расчет КFL аналогичен расчету КHL
Базовое число циклов σFO = 4 · 106
Эквивалентное число циклов
/>
(38)
/>
(38)
где qF = 6 при НВ<350
kFE = 16 · 0,2 + 0,756 ·0,5 + 0,56 · 0,3 = 0,29
NFE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,29 = 51,4 · 107
NFE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,29 = 12,6 · 107
Следовательно, при NFО< NFE, КFL = 1
/> /> /> /> <td/> /> /> /> />4. Расчёт тихоходной зубчатойпередачи
4.1 Проектный расчёт передачи
Задаёмся коэффициентом нагрузки К=1,1 ( 1< К <1,4),числом витков (заходов) червяка Z3=1 (рекомендуется выбирать однозаходныйчервяк при U>20, в нашем случае передаточноечисло червячной пары U=40).
Определяем число зубьев червячного колеса:
Z4 = Uт× Z3 = 40×1 = 40 (39)
Z4 = 40 > Zmin<sub/>= 28, следовательно в передаче зубья червячного колеса подрезатьсяне будут, поэтому колесо можно изготавливать без смещения.
По ГОСТ 19672-74 принимаем коэффициент диаметра червяка q=16 с учётом выполнения условия q >0,25 × Z2 (16 > 10);
Определяем межосевое расстояние :
/> (40)
где T4 — момент на валу червячного колеса, T3=758,29 Н× м;
EПР=2×E3×E4/(E3+E4) (41)
где E3 — модуль упругости материалачервяка, E3=2,1×105 МПа (сталь);
E4 — модуль упругости материала червячного колеса, E4=0,9×105 МПа (бронза).
EПР=2× 2,1× 105× 0,9×105/ (2,1× 105+0,9×105) = 1,26× 105 МПа;
[σн] — допускаемые контактные напряжения,[σн] = 228,75 МПа;
/>
Округляем по ряду Ra40 (рекомендация к формуле 8.14 [1]) и принимаем аw=140 мм.
Определяем модуль зацепления:/> (42)
/>
Принимаем m=5мм.
Необходимый коэффициент смещения:
/> (43)
/>
Определяем делительные диаметры червяка (d3) и червячного колеса(d4):
d3 = q · m = 16 · 5 = 90 мм (44)
d4 = Z2 · m = 40 · 5 = 200 мм(45)
Проверяем выбранное значение vs:
/> (46)
где γ – угол подъёма винтовой линии зубьев червяка;
v3– абсолютная скорость червяка.
/> (47)
/> (48)
/>
Было принято 2,85 м/с – материал БрАЖ9-4 сохраняем.
4.2 Проверочный расчёт передачи наконтактную выносливость
/> (49)
где Kн – коэффициент расчетной нагрузки
KH = KF = Kv· Kβ (50)
где Kv – коэффициент динамической нагрузки, Kv = 1,1 (§9.6, [1]);
Kβ – коэффициент концентрации нагрузки,Kβ = 1 (§9.6, [1])
KH = KF = 1,1·1=1,1
2d – угол обхвата червяка венцом колеса, согласно рекомендациям §9.1, [1] 2d = 100°, следовательно d = 50°= 0,8727 рад;
ea – торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскостичервячного колеса:
/> (51)
/>
x– коэффициент, учитывающий уменьшениедлины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не пополной дуге обхвата, x=0,75;
a=200– профильный угол.
/>
Условие контактной прочности соблюдается, отклонение ≈18%считаем допустимым, так как при стандартных m и q невсегда можно получить близкие σН и [σН].
4.3 Проверочный расчёт передачи понапряжениям изгиба
/> (52)
где YF — коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев колесаZv:
/> (53)
YF=1,55 (§9.6, [1])
Ft4 — окружная сила на червячном колесе:
/> (54)
/> (55)
b4 — ширина венца червячного колеса. Для Z3=1:
/> (56)
где dа3 – диаметр вершин витков червяка
/> (57)
/>
/>
Прочность соблюдается.
4.4 Расчёт геометрических параметровпередачи
Уточняем КПД по формуле 9.9 [1]
/> (58)
где φ – коэффициент трения или угол трения, φ=1°25'(таблица 9.3 [1])
/>
Ранее было принято η=0,76. Отклонение ≈4% считаемдопустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, так как запасыпрочности были достаточно большими.
Расчёт геометрических параметров передачи
Основные параметры для червяка:число заходов Z3=1;
модуль m = 5;
коэффициент диаметра червяка q = 16;
делительный диаметр: d3 = 90 мм;
диаметр вершин: da3 = 100 мм;
диаметр впадин:
df3 = d3 — 2,4×m = 90 — 2,4×5 = 78 мм; (59)
длина нарезной части:
b3³(11+0,06×Z4)×m=(11+0,06×40)×5 = 67мм (60) (таблица 9.1 [1]).
Учитывая рекомендации к таблице 9.1 принимаем:
b3= 67 + 25 = 93 мм;
Основные размеры для червячного колеса:
коэффициент смещения χ = 0;
число зубьев Z4 = 40;
делительный диаметр: d4 = 200 мм ;
диаметр вершин:
da4=(Z4+2+2χ)×m = (40+2+2×0)×5 = 210 мм; (61)
диаметр впадин:
df4=( Z4 — 2,4+2 χ)×m = (40-2,4+2×0)×5 = 188 мм; (62)
наибольший диаметр колеса при Z3 = 1:
daм4 = da4 + m = 210 + 5 = 215мм; (63)
ширина венца червячного колеса b4 = 75 мм;
По таблице 9.2 [1] назначаем 8-ю степень точности.
5. Расчёт быстроходной зубчатойпередачи
5.1 Проектный расчёт и определениегеометрических параметров передачи
Определяем желаемое межосевое расстояние aωg:
/> (64)
где ka = 43 для косозубых передач;
ψba<sub/>– коэффициент ширины шестерниотносительно межосевого расстояния (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψba = 0,315;
КНβ – коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КНβ = f(HB, расположение колес относительно опор, ψbd) (рис. 4.2.2а, б)
/> (65)
КНβ = 1,28;
Ка– коэффициент внешней динамической нагрузки(табл. 4.2.9 [2]), Ка=1.
/>
Принимаем по ГОСТ2185-66 аω=63 мм.
Ширина венцов:
– зубчатого колеса
b2 = ψba·aω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)
Принимаем b2 = 20мм;
– шестерни b1 = b2 +(3÷5) = 23 мм.
Принимая предварительно Z1'=19 и β'=15°, определяем модуль зацепления:
/> (67)
Принимаем mn = 1,25 (по ГОСТ9563-60).
Определяем суммарное число зубьев передачи
/>
/>(68)
Принимаем ZΣ = 97.
Действительный угол наклона зуба
/>
(69)
следовательно /> (70)
Число зубьев шестерни
/>
(71)
Принимаем Z1 = 19.
Число зубьев зубчатого колеса
Z2 = ZΣ – Z1 = 97-19 = 78 (72)
Действительное передаточное число
Uд = Z2/ Z1 = 78/19 = 4,11 (73)
Отклонение ≈1% считаем допустимым.
6. Расчёт валов
6.1 Проектный расчёт валов
Проектный расчёт тихоходного вала
Расстояние между опорами вала червячного колеса (рис.6.а,табл. на стр. 284 [2]):
L=Lст + 2X + W (74)
где Lст — длинна ступицы колеса, котораяопределяется по формуле
Lст = bω4 + (5÷10)мм = 75 + 10 = 85мм (75)
Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=15 мм;
W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=80мм;
L = 85 + 2·15 + 80 = 195 мм
Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 110 мм.
Диаметрвыходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженнымдопускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:
/>
(76)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длинувыходного конца вала: dк =60мм, lк =80мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=65мм;
Диаметр вала под червячным колесом dЧ=70мм;
Диаметр буртика dб=80мм.
Проектный расчёт промежуточного вала:
Расстояние между опорами вала червяка l ≈ dам4= 215 мм;
Диаметр входного конца вала:
/>
(77)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр входного концавала: dк = 25мм.
Диаметр вала под подшипниками dп=25мм.
Проектный расчёт быстроходного вала
Расстояние между опорами вала червячного колеса:
L=Lст + 2X + W (78)
где Lст — длинна ступицы колеса, котораяопределяется по формуле
Lст = bω4 +(5÷10)мм = 15 + 10 = 25мм (79)
Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=10 мм;
W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=30мм;
L = 25 + 2·15 + 30 = 85 мм
Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 40 мм.
Диаметрвыходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженнымдопускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:
/>
(80)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длинувыходного конца вала: dк =16мм, lк =28мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=20мм.
6.2 Проверочный расчёт тихоходноговала редуктора
Силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе Ft4 = 7582,9 Н;
Осевая сила на колесе
/> (81)
Радиальная сила на колесе
/> (82)
Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:
SM=250/>=250×/>=6880 Н (83)
Составляем расчетную схему (рис. 2) и определяем реакции ввертикальной плоскости:
/>
(84)
/>
(85)
где l1 – расстояние от середины ступицы колеса досередины подшипника:
l1 = l2 = L/2 = 195/2 = 97,5 мм (86)
(87)
/>
(88)
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
/> (89)
/> (90)
Определяем реакции опор вала в горизонтальной плоскости:
/>(91)
/>
(92)
/>
(93)
/>
(94)
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
/>
Рисунок 3 – Расчетная схема нагружения ведомого вала
/> (95)
/> (96)
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении(там, где посажено колесо):
(97)
/>
Суммарные реакции в опорах:
/>
(98)
/>(99)
Расчёт вала на выносливость
Материал вала сталь 45 нормализованная (/>=610 МПа, />=360 МПа).
Пределы выносливости стали 45:
при изгибе />=0,43/>=0,43×610=262,3МПа (100)
при кручении />=0,58/>=0,58×260=152,1МПа (101)
Нормальные напряжения для сечения под червячным колесом:
σа = σИ = Ми/W (101)
где W-моментсопротивления для сечения со шпоночной канавкой:
/>
(102)
Для вала d=55ммпо ГОСТ 8788 ширина канавки b = 20мм, глубина канавкиt = 7,5 мм. Тогда W=29472 мм3,
σа = σИ = 698,5 · 103 / 29472 = 23,7МПа.
Касательные напряжения отнулевого цикла для сечения подчервячным колесом:
/> (103)
где Wк — момент сопротивления при кручении:
(104)
/>
/>
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночнаяканавка для стали 45 с пределом прочности менее 700МПа) (таблица 13.2 [3]):
К/> =1,75; К/>=1,5
Масштабные факторы для вала d=60мм (таблица 13.3 [3]):
ε/>=0,76; ε/>=0,65
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющейцикла для среднеуглеродистых сталей (таблица 13.4 [3]):
Ψ/>=0,2; Ψ/>=0,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
/>(105)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
(106)
Общий коэффициент запаса прочности:
n =/>=/>=4,37/>[n]=1,5(107)
Таким образом, прочность и жёсткость обеспечены.
7. Выбор подшипников качения
Так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевыенагрузки, то выбираем роликовые конические подшипники лёгкой серии по ГОСТ333-79 (для выходного вала принимаем подшипники средней серии).
Таблица 2- Подшипники роликовые конические ГОСТ 333-79
Назначение вала Обозначение подшипника Размеры, мм Грузоподъёмность, кН d D bCст
Cд
Быстроходный 7204 20 47 14 19,1 13,3 Прмежуточный 7205 25 52 15 23,8 17,3 32305 25 62 17 22,2 14,5 Тихоходный 7313 65 140 33 146 1127.1 Проверочный расчёт подшипниковкачения тихоходного вала
Расчет производим для наиболее нагруженного подшипника (левый– опора А). На подшипники действуют радиальная нагрузка Ra = 7,05 кH; осевая сила Fα<sub/>=0,667 кН; частота вращения вала n4=17,4 мин-1. Требуемая долговечностьLh<sub/>= 1044 ч.
По диаметру принятому в проектном расчёте dп=65мм предварительно принимаем подшипник коническийсредней серии № 7313 по ТУ 37.006.162-89, у которого: d=65мм; D=140мм;b=33мм; Cст=146 кН; Cд=112кН.
Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемсявнутреннем кольце V = 1 и найдя по таблице 7.10.6 [2] значения коэффициента е:
е = 0,34
Величина соотношения
/>
(108)
/> /> /> /> /> /> /> /> <td/> />Так как, следовательно:
Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y = 0 – коэффициентосевой нагрузки.
Выполняем проверочный расчет. По формуле 16.38 [1]
/>
(109)
где Fri<sub/>– радиальная нагрузка i-го подшипника, Н.
/>
/>
Принимаем Fa2= S2 = 647Н и по формуле 16.36 [1] получим
/> (110)
Fa1>S1, следовательно силы найденыправильно.
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку
/> (111)
где Fr = Ra – радиальная нагрузка;
Кд – коэффициент, учитывающий динамичность внешнейнагрузки. Примем спокойную нагрузку, Кд = 1.
Кт — коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипниковогоузла (t < 100°), КТ = 1.
Определяем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность
(112)
/>
где р = 3,33 – для роликоподшипников.
У принятого нами подшипника С=112 кН, что больше чем Стр=14,4кН. Следовательно, окончательно принимаем подшипник конический среднейсерии № 7313.
8. Расчёт шпоночных соединений
В соответствии с СТ СЭВ 189-79 по диаметрам валов редукторавыбираем шпонки, размеры которых сведены в таблицу.
Таблица 3- Размеры сечений шпонок
Диаметр вала
d, мм
Размеры сечений шпонок, мм Крутящий момент на валах Т, Нм b h 16 5 5 6,34 20 6 6 25,13 60 18 11 758,29 70 20 12 758,29Расчет шпонок по допускаемым напряжениям 6.1 и 6.2 [1]:
Напряжения смятия:
/>/> (113)
где [sсм]=90…120МПа;
Находим длину рабочей длины шпонки исходя из допускаемыхнапряжений смятия и проверяем шпонку на напряжения среза
[t]=100МПа
/> (114)
Расчет шпонки на быстроходном валу:
lр1=4×T1/(h1×[sсм]×d1)=4×6,34×103/(5×90×16)=3,5 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-79 и из конструктивныхсоображений принимаем l1=20 мм
t=2×T/(b1×lр1×d1)=2×6,34×103/(5×20×16)=7,9 МПа £ [t] =100 МПа,
Расчет шпонки на промежуточном валу:
lр2=4×T/(h2×[sсм]×d2)=4×25,13×103/(6×90×20)=9,3 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивныхсоображений принимаем l2=10 мм
t=2×T/(b2×lр2×d2)=2×25,13×103/(6×10×20)=41,9 МПа £ [t] = 100 МПа,
Расчет шпонки на выходном конце тихоходного вала:
lр3=4×T/(h3×[sсм]×d3)=4×758,29×103/(11×90×60)=51,1 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивныхсоображений принимаем l3=70 мм
t=2×T/(b3×lр3×d3)=2×758,29×103/(18×70×60)=29,6 МПа £ [t] =100 МПа,
Расчет шпонки под червячным колесом на тихоходном валу:
lр4=4×T/(h4×[sсм]×d4)=4×758,29×103/(12×90×70)=40 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и конструктивных соображений принимаемl4=80 мм
t=2×T/(b4×lр4×d4)=2×758,29×103/(20×80×70)=13,5 МПа £ [t] =100 МПа,
9. Выбор муфт
Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валомиспользуем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94.
Расчетная схема показана на рис. 4.
/>
Рисунок 4 – Расчетная схема для определения напряжений смятияв зубчатой муфте
Работоспособность муфты определяется по напряжениям смятия рабочихповерхностей зубьев (17.7 [1]):
/> (115)
где [sсм]=12…15 МПа;
Do – делительный диаметр зубьев;
b – длина зуба;
K=2,5 – коэффициент режима работы.
Предварительно принимаем муфту МЗ3-Н60 ГОСТ 5006-94, для которойD0= 120 мм, b = 20 мм.
/>
Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валомиспользуем муфту упругую со звездочками:
Муфта 16-16-1 ГОСТ 14084-93.
Расчетная схема показана на рис. 5.
/>
Рисунок 5 – Расчетная схема для определения напряжений смятияв упругой муфте
Работоспособность муфты определяется по напряжениям смятия резиновойзвездочки (17.33 [1]):
/>
(116)
где D –наружный диаметр муфты, D=53мм;
K=1 – коэффициент режима работы;
[sсм]= 2…2,5МПа;
Z – число зубьев звездочки, Z=6;
d – наружный диаметр муфты, d =16 мм;
h – рабочая длинна зубьев звездочки, h= 15 мм.
/>
Условие прочности соблюдается.
10. Смазка редуктора
Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь натрение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазкупередач в редукторе. Глубина погружения в масляную ванну зубчатого колесапринимают обычно от 2 до 6 модулей.
Количество теплоты, выделяющееся в передаче в секунду:
/>=1100*(1-0,7)=330 Вт
Количество теплоты, отданной в секунду:
/>
/>,
где t1– внутренняятемпература редуктора, t0– температураокружающей среды, К – коэффициент теплоотдачи.
/>м2.
W1=8*(75-20)*0,881=387,64 Вт
W<W1
Применение искусственного охлаждения не требуется.
Повышенный объем масляной ванны выбран для того, чтобы увеличитьтеплоотдачу в редукторе.
Для смазки передач в данном редукторе используем маслоиндустриальное И40-А ГОСТ 20799-75.
Шестерни смазываются разбрызгиванием, а подшипники маслянымтуманом, образующимся при разбрызгивании.
Заключение
При выполнении курсового проекта по дисциплине «Детали машин»были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах,как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного курсового проекта является проектированиепривода ленточного конвейера, который состоит как из простых, стандартных(муфта, болт) деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяютсяна основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов(корпус, крышки редуктора, валы и д.р.).
В ходе решения поставленной передо мной задачи была освоенаметодика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющиеобеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службымеханизма.
Список использованной литературы
1. ИвановМ.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. – 6-е изд., перераб.– М.:Высш. шк., 1998.
2. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда.–Мн.: УП “Технопринт”, 2001.
3. Расчетыдеталей машин/ Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М.– 2-е изд., перераб. идоп. – Мн: Выш. школа, 1978.
4. ГлаголевВ.Б. Проектирование механизмов и машин. Методические
указания повыполнению расчётно-графической работы №2
5. ГлаголевВ.Б. Проектирование механизмов и машин. Методические указания по выполнениюрасчётно-графической работы №3