Реферат: Привод цепного конвейера

/>МосковскийИнститут 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 параметровступени

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 корпусаредуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

7.2 Рама привода

8. Смазка зубчатых колес и подшипниковкачения

8.1 Смазка зубчатых колес

8.2 Смазка и уплотнениеподшипниковых 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 наразработку 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 δ,% — 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 лесоперерабатывающейпромышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавленияих из реки. В нее входят следующие составляющие:

натяжное устройство;

цепная передача;

тяговая передача;

цилиндрический редуктор;

двигатель;

упругая муфта со звездокой.


/>/>/>3. Кинематический и силовойрасчет 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

h пр =hпк3∙hмуфты∙hззз2∙hпс2∙hцп4, КПД привода,

где

hпк=0,99

hмуфты=0,99

hззз=0,96

hцп=0,91

hпс=0,98

h 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 типаэлектродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Дляприводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхроннойчастотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим hэд=1000 об\мин и кратностью максимальногомомента

γ=Тпуск/Тном=2,0

электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритнымиустановочными 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=1000об/мин — асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

nрм= 60∙1000∙v/ (π∙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 ременнойпередачи (рис.8). Принимая предварительно Uоп= 4 \5. с.103\, получимUред =23,3/5=4,66.

В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используемодноступенчатый 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)

hред=hзз. hпк2, где

hззКПДзацепления одной пары зубчатых колес;

hпк — КПД одной парыподшипников качения. Принимая

hзз=0,96 и hпк =0,99 \ 5. с.107\получим:

hред=hзз. hпк2

Общий КПД привода лесотаски равен:

h пр =0,566.

(hпр неизменяется так как редуктор остался прежним).

/>/>/>/>/>3.4Крутящие моменты на валах

 

Частоты вращения быстроходного nб и тихоходного nтвалов редуктора равны ответственно:

nб =nэд/Uмуфты=1000/1=1000об/мин;

nт =nб/Uред=1000/5,0 = 200об/мин.

Мощность на тех же валах:

Рб=Рэд∙hм∙hпк=5,5∙0,99∙0,99 = 5,39 кВт;

Рт=Рб∙hред=7,35∙0,894=5,07 кВт;

Крутящие моменты на быстроходном Тб, и тихоходномТт валах редуктора:

Тт= 9550∙Рт/nт = 9550∙5,07/200=242,1 Н∙м;

Тб=9550∙Рб/nб=9550∙5,39/1000=51,5Н∙м.


/>/>/>4. Проектировочный расчетзакрытой зубчатой передачи

/>/> 

4.1 Выбор материалов колес ступени

По величине крутящего момента на тихоходном валу редукторавыбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми — сталь45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.

Таблица I. Механическиехарактеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени

Индекс колеса Марка стали ГОСТ Термообработка Твердость HRC Напряжения, МПа Базовое число циклов

sHP

sHP max

sFP

sFP max

N N 1

45

1060-74

Закалка 45 800 1000 800 2460Ģ 240 430 60 4 2

45

1060-74

Закалка 45 800 1000 800 2460 240 430 60 4

Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьевшестерни Nне1 и<sub/>колеса Nне2 /6. с.43/

Nне1=60∙nт∙t0∙cн

Nне2=60∙nб∙t0∙cн

где t0=21024 ч — расчетный срок службы привода,

cн — параметррежима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен cн =0,5 /2. с.95/.

Nне1= 60∙178,6∙21024∙0,5=1,126∙I08 циклов;

Nне2=60∙1000∙21024∙0,5=6,307∙108циклов.

Коэффициенты долговечности при расчете на контактнуювыносливость \2. с.113\

Для шестерни:

/>

Для колеса:

/>,

где NHO1=NНО2=60∙106 — базовое числоциклов (табл.1);

/>КHL1=6√60∙106/1,126∙108=1,001;

принимаем КHL1=1;

/>КHL2=6√60∙106/6,307∙108= 0,97;

принимаем КHL2=1;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни sНР1 и колеса sНР2 /5. с.113/:

sНР1=s0НР1∙ КHL1, sНР2=s0НР2∙ КHL2

Где s0НР1=s0НР2=800 МПа — допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1);

sНР1=800∙1,001=800,8МПа,

sНР2 =800∙0,97=776МПа;

для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.

sНР=sНР2=800 МПа.

 

4.2 Определение основных параметров ступени

С целью повышения несущей способности передачи, улучшенияплавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубыезубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3.с.10/

/>

где Uт=Uред=5,0- передаточное число; ТТ=242,1 Н∙м — крутящий момент наведомом колесе; sНР=800 Мпа — допускаемое контактное напряжение;

Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 — численныйкоэффициент для косозубых передач /4. с.63/; yа — коэффициент ширины колеса. Принимая yа=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 ближайшегостандартного значения по СТ

С∙hск4ЭВ229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.

Ширина колеса:

b2=yа∙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=46мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) длязакаленных 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 b=15°,найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев zå= z1+z2.

zå=2ат∙Cosb/mn=2∙160∙Cos15°/3,0»103,z1= zå/(uT+1) =125/ (5,6+1) @17,z2=zå — z1=125-19=86.

Фактический угол наклона зубьев

b=arcos(mn*zå/2aT) =arcos (3,0 ∙103/ (2∙160)) =15,07°

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены втабл.2.

/>/> 

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

uред=5,0. Отклонение Uред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательночастоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.

Таблица 2

Основные параметры закрытой зубчатой передачи:

Наименовани/>е 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/Cosb

3,11 Угол наклона зубьев, град

 b=arcos (zå·mn/2a)

15,07 Шаг зацепления нормальный, мм

 Pn=p·mn

9,42 Шаг зацепления торцовый, мм

 Pt=p·mе

 9,77 Число зубьев суммарное

2аCosb/mn

103 Число зубьев шестерни

z1= zå/ (1+u)

17 Число зубьев колеса

 Z2=zå-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=ya·a

40 Ширина шестерни, мм

b1 =b2+ (5…10)

46 Окружная скорость, м/с

u=p·n1·d1/60·1000

2,72 Степень точности зацепления ГОСТ 1643-72 9-B

Окружные скорости колес по делительным окружностям:

для ступени

υ=π∙nT∙d2/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/(60∙1000) =2,72 м/с;

По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-уюстепень точности /3. с.14/.

Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fаусилия, действующие в зацеплении ступени

Ft=2∙TT/d2=2∙242,1/267=1,814кН;

Fr= Ft∙tgα/Cosb=1,814∙tg20°/Cos15°=0,684 кН;

Fа= Ft∙tgb=1.814∙tg15°= 0,484 кН;


/>/>/>5. Проверочный расчет ступенипо 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∙cF; NFE2=60∙nT∙t0∙cF,

где cF — параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба,который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелогорежима работы равен cF=0,2 /2. с.95/;

NFE1=60∙1000∙9928∙0,2=1,19∙108 циклов;

NFE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙107циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2/5. с.114/:

/>/>Принимаем

KFL1=KFL2=1. KFL1=9√NFO1/NFE1= 0,7;

/>/>KFL2=9√NFO2/NFE2= 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни sFP1 иколеса sFP2/5. c.114/:

sFP1 =s0FP1∙ KFL1

sFP2 =s0FP2∙ KFL2,

Где s0FP1=240 МПа — допускаемоенапряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).

sFP1=240∙0,7=168 МПа

sFP2=240∙0,82=197 МПа

 

5.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

sF =Yb∙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

Yb=1-b/140°=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба YFзависит от эквивалентного числа зубьев

Zn=Z/Cos3b; для Zn1=Z1/Cos3b=17/Cos315»20,0 и

Z<sub/>n2=Z2/Cos3b=90/Cos315»100,0

находим /7. с.101/ YF1=4,09и YF2=3.6; коэффициент нагрузкивычисляется по формуле

KF=KFa∙KFb∙KFu,

где KFa — коэффициентнеравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точностиравен KFa=1/7. с.92/; KFb — коэффициент концентрациинагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KFb= K0Fb=1,06.KFu — коэффициент динамичности, который для 9-ой степениточности при твердости зубьев колеса HRC>40 иокружной скорости u=2,72 м/с равен KFu=1.03/3. с.15/; следовательно, KF=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

sF1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1МПа.

sF2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых sF1=sF1=240МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

/>/> 

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

 

Действующие напряжения изгиба при перегрузке sFmax=sF∙γ, где γ=Тпуск/Тном=2,0

коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см.п.3.1);

sF1max = 94∙2=188МПа,

sF2max =95∙2=190МПа.

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

sF1max =sF2max=430 МПа (табл.1), с

татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузкахобеспечена.


/>/>/>6. Проектирование валовзакрытой зубчатой передачи

/>/> 

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

sв=520 МПа;sт=280 МПа; τт=170МПа; s-1 =150 МПа;

τ-1 =150 МПа, yτ=0.

Диаметры выходных участков тихоходного dТВи быстроходного dБВ валов посадочный диаметрпод колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

dТВ = (5…6) 3√Тт=34,3 мм, dБВ = (7…8) 3√Тб=28 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57мм, lТВ1=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем изконструктивных соображений (рис. II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величинепосадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальныеоднорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены втабл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размерыпризматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моментысопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, иосновные данные заносим в табл.4.


/>/>/>6.2. Проверочный расчеттихоходного вала

/>/> 

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящихмоментов

Таблица 3. Основныепараметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валовредуктора:

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 (рис14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3= 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d2/2»134 мм — из табл.3 (см. п.4.2).

Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · мнайден 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 возможнойне-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка валаи 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 моментысопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

åМВ=0;YA∙ (l1+l2) — Fr∙l2+Fa∙R=0;

YA= (684∙0,057-484∙0,1335)/0,108= — 0,2373 кН;

åМА=0;YB∙ (l1+l2) — Fr∙l1-FA∙R=0;

YB= (684∙0,057+484∙0,1335)/0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

åY=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=52,514Н·м;

Определим опорные реакции от силы Ft(плоскость XOZ):

åМВ=0;ХА· (l1+l2)- Ft·l2=0;

ХА= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;

åМА=0;ХВ· (l1+l2)- Ft·l1=0;

ХВ= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

åХ=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=48,81Н·м;

Mc’х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента МUот 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:

åМВ=0;- RАМ · (l1+l2) — FМ·l3=0;

RАМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057)=0,297 кН;

åМА=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:

åFМ=0; RАМ +<sub/>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 Мå от совместного действия всехсил (рис.14. е):

Мcå =Мcu+Mcm=50,29+15,44=65,73 Н·м,

Мc’å =Мc’u+Mc’m =71,72+16,93=88,65 Н·м,

МBå =МBu+MBm=0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Тт=242,1Н·м.

/>/> 

6.2.2 Расчет вала на выносливость

В опасном сечении вала в точке С’ (рис.14) действуетнаибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент ТТ=242,1Н·м,а моменты сопротивления изгибу Wu и кручениюWK с учетом ослабления вала шпоночным пазомравны Wn=14,5·10-6 м3и WK=30,8·10-6 м3 (табл.4).

Определим действующие напряжения изгиба s, изменяющиеся по симметричному циклу, инапряжения кручения t, изменяющиеся по нулевомуциклу:

s=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,

t=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным Ssи касательных St напряжениям:

Ss=s-1/ (s·Ks/es·b),

St=2t-1/ (t( (Kt/et·b) +yt)),

где s-1=250МПа, t-1=150 МПа,yt=0 (см. п.6.1);

Ks и Kt — эффективные коэффициентыконцентрации напряжений;

es и et — масштабные факторы; b — коэффициент, учитывающий состояниеповерхности. Для вала из стали 35, имеющей sb=250 МПа, диаметром 100 мм снапрессованным зубчатым колесом Ks/es=3.46/7. с.300/ и

Kt/et=1+0.6( (Ks/es) — 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала Rt≤20мкм, тогда b=0,9 /7. с.298/.

Ss=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;

St=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S= Ss· St/ (Ss2 +St2)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 sпик и кручения tпик в опасном сечении:

sпик = s·g=4,51.106.2= 9,02 МПа,

tпик=t·g=7,86.106·2=15,72 МПа.

Здесь коэффициент кратковременной перегрузкиэлектродвигателя g =2 (см. п.3.1).

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SsТи касательным StT пиковым напряжениям:

SsТ= sТ/sпик=280/9,02=31,04;

StT =tT/tпик=170/15,72=10,81.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении прикратковременной перегрузке:

SТ= SsТ· StТ/ (SsТ2 +StТ2) 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:

sсм= 2T/ (lP· (h-t) ·d) ≤ [sсм],

где Т = 351,3·10З Н·мм — передаваемый крутящиймомент; lP — расчетная длина шпонки, котораядля шпонок исполнения 1 равна lP =lк-b, l,b,h и t — размерышпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [sсм] =800 МПа — допускаемоенапряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.

Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:

sСМ=2·242,1·103/( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПа

sСМ <[sСМ] =800 МПа.

Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:

sСМ=2·242,1·103/( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПа

sСМ <[sСМ] =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=1,296кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, накоторой действует радиальная Frb=2,10 кН иосевая Fab=0,225 кН нагрузки.

Эквивалентную статическую нагрузку СОВ определимкак 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 Х0и Y0-коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальныходнорядных шарикоподшипников равны Х0=0,6 и Y0=0,5/7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузкиравно 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) ·Ks·KT,

Где V=1 — коэффициент вращения /7. с.359/;X=1 и Y=0 — коэффициентырадиальной и осевой динамической нагрузки.

Fab/ (V·Frb) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;

Кb=1 — коэффициентбезопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 — температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100°С /7. с.359/;

P= (1·1·1,296+0·0,225)·1·1=1,521кН.

Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиальногооднорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)

αh=106/ (60·nT) · (C/P)3 ;αh =106/ (60·200)· (19,5/1,521) 3=175604 часов.

эта величина превышает заданный расчетный срок службыпривода tP=9928 часов.

/>/> 

6.4 Выбор муфт

 

Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5)конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которойвыбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетомограничения Т< [T], где Т — крутящий момент на валу;[Т] — допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашемслучае, 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 которойпредставлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходныйвал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку насмятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.

Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основныеразмеры муфты МВП представлены на рис.15.6


/>/>/>7. Определение размеров основныхэлементов 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 отмежосевого расстояния аТ=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.

/>/> 

7.2 Рама привода

Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмеркоторого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости отнаибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. Внашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланцаредуктора — М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствуетшвеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).

Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный нараме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.


8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения8.1 Смазка зубчатых колес

Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картернымспособом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.

Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости иконтактных напряжений. В нашем случае, при u= 2,72 м/с и

sН=800МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематическойвязкостью 50 мм2/с, которой обладает масло «ИндустриальноеИ-50А» по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.

Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем0,2dа2 /3. с.148/. Объем заливаемого маслаопределяем 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 — частотавращения вала, об/мин) меньше 300·103 мм·об/мин /7. с.355/, то длясмазывания 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 подшипниковогоузла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полостиподшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.

Для отделения узла подшипника от общей системы смазкииспользуем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку отвымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участкахтихоходного и быстроходного валов используем уплотнителииз войлока, встроенные в накладные крышки.


/>/>9. Охрана труда, техническая эстетика

Cцелью обеспечения безопасностимонтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотреныследующие мероприятия.

В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы,обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функциювыполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель идругие токопроводящие части привода заземлены.

Вращающиеся части привода в местах соединения выходныхучастков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.

Для заливки масла в корпус редуктораи визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люкс ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановыесроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощьюмаслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),

С целью герметизации корпуса редуктора его поверхностиразъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливнойпробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).

Для облегчения демонтажа крышки корпуса редукторапредусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется припомощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).

После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкаткев течение 4 часов без нагрузки.

Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфтМВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода — в серый.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпусредуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.


/>/>/>10. Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект потеме «Привод пластинчатого двухпоточного конвейера» выполненследующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованывыбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням,определены их кинематические и силовые параметры.

По критерию контактной выносливости зубьев определеныгеометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи.В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора понапряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Из предварительного расчета валов редуктора на кручениеопределены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетнаясхема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала понормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическаяпрочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений иработоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора исварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипниковредуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированымероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общегопривода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатогодвухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертеж/>/>итихоходных вала и колес


11. Библиографический список

1.   Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводовтяжелых цветных металлов, — М.: Металлургия, 1984, — 352 с.

2.   Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительныхфабрик: Учебное пособие. — М.: изд. МИСиС, 1986. — 104 с.

3.   Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высшаяшкола, 1985. — 416 с.

4.   Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатыеи червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. — М.: изд. МИСиС, 1979,- 120 с.

5.   Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургическихмашин: Справочник. — М.: Металлургия, 1985. — 184 с.

6.   Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И.Арефьев и др. — Л.: Машиностроение, 1983. — 400 с.

7.   Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие длявтузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. — М.: Машиностроение,1984. — 560 с.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству