Промышленность производство

Проект привода цепного конвейера

Содержание
Вступление
1. Кинетический и силовой расчёт привода
1.1 Кинематическая схема привода
1.2 Выбор двигателя
1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням
1.4 Силовые и кинематические параметры привода
2. Расчет клиноременной передачи
2.1 Исходные данные для расчёта передачи
2.2 Механический расчет
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
3.3 Определение геометрических параметров
3.4 Проверочный расчет передачи
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени
4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
4.3 Определение геометрических параметров
4.4 Проверочный расчет передачи
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
5. Условный расчет валов
5.1 Определение диаметров входного вала редуктора
6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени
6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)
6.4 Определение диаметров выходного вала
7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]
7.2 Размеры необходимые для черчения
8. Выбор шпонок и их проверочный расчет
9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9.1 Расчет вала на несущую способность
9.2 Расчет вала на прочность
10. Расчет подшипников качения
10.1 Определение реакции в опорах
10.2 Определение коэффициентов
10.3 Определение эквивалентной нагрузки
10.4 Определяем долговечность подшипников
10.5 Выбор муфты
10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты
11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения
Литература

Вступление
Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике – машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.

1. Кинетический и силовой расчёт привода
Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности – прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Кинематическая схема привода

Рис 1.1
Таблица 1.1
Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

Название параметров
Обозначения в формулах
Единица измерения
Величина параметра

Окружная сила
F1
Н
28000

Скорость

м/с
0,5

Число зубьев
z
—
9

Шаг цепи
р
мм
160

Режим работы
P
—
С

Число смен
T
—
1

1.2 Выбор двигателя
Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.
Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где N5 – усилие на приводном валу 5, кВт, ηобщ — общий кпд.
кВт,
ηобщ = η12η23 η34 η45 = 0,95· 0,95· 0,96· 0,98 = 0,85,
где η12= ηкр=0,95 – кпд между 1 и 2 валами; η23= ηцп· η кр =0,96·0,99=0,95 – кпд между 2 и 3 валами; η34=ηцп· ηоп =0,97·0,99=0,96 – кпд между 3 и 4 валами; η45= ηм· ηоп ηоп=1·0,99·0,99=0,98 – кпд между 4 и 5 валами.
Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1
ηкр =0,95-кпд клиноременной передачи;
ηцп =0,97-кпд цилиндрической передачи;
ηоп=0,99-кпд в опорах;
ηм=1,0-кпд муфты.
Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.
Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.
рад/с
где рад/с – угловая скорость на 5 валу
где
— общее передаточное отношение привода.
,
Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.
— ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; — ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; — ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; — ориентировочное передаточное число муфты.
Определяем частоту вращения вала 1
об/мин.
Выбираем электродвигатель исходя из условий .
Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к
рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням
Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.
Принимаем ; ; .
Тогда
1.4 Силовые и кинематические параметры привода
Определяем мощности на валах
кВт ; кВт ;
кВт ; кВт;
кВт (див.розд.1.2.1.)
Определяем угловые скорости валов

рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с.
Определяем крутящие моменты на валах
Нм; Нм;
Нм; Нм;
Нм.
Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.
Таблица 1.2
Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры № вала
N, кВт
ω рад/с
М,Нм

1
16,5
102,05
161,7
2,98
47,68

2
15,7
34,24
458,5

3
14,9
8,56
1740

4
14,3
2,14
6682

5
13
2,4
6542

2. Расчет клиноременной передачи
Схема клиноременной передачи

Рис 2.1
2.1 Исходные данные для расчёта передачи
Таблица 2.1
Исходные данные для расчета передачи

Параметры №шва
N, кВт
w, рад/с
М, Нм
ид12
и добщ

1
16,5
102,05
161,7
2,98
47,68

2
15,7
34,24
458,5

2.2 Механический расчет
Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2
При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).
Диаметр меньшего шкива
Минимально допустимый диаметр шкива dmin= 63 мм.
Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d1=100 мм.
Диаметр большего шкива d2=d1·iкл =100∙2,98=298
Скорость ремня ;
где v – скорость ремня, м/с.
Частота вращения ведомого вала ;
где n2 – частота вращения ведомого вала, об/мин.; — коэффициент скольжения; принимаем = 0,01
об/мин.
Ориентировочное межосевое расстояние
Принимаем a0=400 мм.
Длина ремня
;
где L — длина ремня, мм;
;
;
мм.
В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.
Окончательное межосевое расстояние
;
мм.
Принимаем a = 500 мм.
Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

aнаим = a- 0,01L;
aнаим = 500-0,01·1600 = 484 мм.
Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня
aнаиб = a- 0,025L;
aнаиб = 500-0,025·1600 = 460 мм.
Коэффициент динамичности и режима работы
ср = 1,1
Угол обхвата
;
где — угол обхвата, º;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р0 , передаваемого одним ремнем р0=124 Н (на один ремень)
Допускаемое окружное усилие на один ремень
[р]=р0×Сα×СL×CР,
где Сα=1-0,003(180-α1)=1- 0,003(180-156,24)=0,93
Коэффициент, учитывающий длину ремня
, так как расчетная длина L=1600=L0
Коэффициент режима работы Ср=1, следовательно
[р]=824∙0,93=757
где р0 =814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )
Окружное усилие
Н
Расчетное число ремней ; .
Принимаем Z = 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.
Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры № вала
N, кВт
ω, рад/с
M,Нм
ид34
идобщ

2
15,7
34,24
458,5
4,0
47,68

3
14,9
8,56
1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Материалы зубчатых колес
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса НВш = НВк + (20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2
Материалы зубчатых колес.

Материал
Термообработка
Предел теку-чести, σт, МПа
Твердость, НВ

Шестерня
Сталь 50
нормализация
380
180

Колесо
Сталь 40
нормализация
340
154

Допустимые контактные напряжения
,
где σНlim – граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σНlim b = 2 НВ +70)

σНlim bш = 2·180+70=430МПа, σНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;
NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

SН – коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];
КНL – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NΣ·КНЕ); КНЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.
NΣ — суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи
,

где Lh –время службы передачи, для односменной работы Lh=1·104 час.
, .
NΣш · КНЕ =1,96 · 108 · 0,06 = 1,17 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,
NΣк · КНЕ = 0,49 · 108 · 0,06 =2,9 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.
Так как в обоих случаях NН0 >NΣ · КНЕ , то коэффициент долговечности
,
.
Мпа; МПа
Допустимые напряжения на изгиб.
,
где σFlimb – граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σFlimb = НВ + 260)
σFlimbш = 180 +260 = 440МПа, σFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

SF – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8, KFL – коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NΣ KFЕ); KFЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

NΣm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,
NΣк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.
Так как в обоих случаях NF0 > NΣ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности
; .

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[σF]max = 0,8 σТ.
[σF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

3.3 Определение геометрических параметров
Межосевое расстояние.
Из условий контактной усталости поверхности зубьев
,
где Ка – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; — коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψba = 0,45; и = ид34 = 4;

КНβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψbd = 0,5 ψba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНβ = 1,046; [σН] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.
,

Определение модуля.
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;
Zш – число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;
Zш – число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .
Согласно [6], табл.1.3, принимаем mп = 5 мм.
— ширина bк = ψdа аw = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем bк = 120 мм.
3.4 Проверочный расчет передачи
Расчет на контактную усталость.

где ZН – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев для косозубых — ZН = 1,75, [6];
ZМ = 275 · 103 Па1/2 — коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
ZЕ — коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев для косозубых — ZЕ = 0,8, [6];
КН = КНа КН β КНV – коэффициент нагрузки КНа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а = 1,15; КН β = 1,046, см. разд.3.3.1, КНV – коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при
; КHV=1.02; КН=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН], то расчет можем считать завершенным .
Расчет на контактную прочность.
,
где Кп=2,2, [σН]max – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.
расчет на усталость при изгибе.
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле
,
где — YF — коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи , YFш =3,92; ,YFк = 3,6.
YE — коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.
Yβ — коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается
КF = КFа К Fβ КFV- коэффициент нагрузки КFа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых — КFа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fβ –коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.
Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).
Межосевое расстояние

Принимаем аw = 266 мм.
Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни
— делительный диаметр
— диаметр вершин зубьев dаш = dш + 2mn = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;
— диаметр впадин dƒш = dш – 2,5mn = 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;
— ширина bш = bк + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.
Размеры колеса
-делительный диаметр
— диаметр вершин зубьев dак = dк + 2mn = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;
— диаметр впадин dƒк = dк – 2,5mn = 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;
распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ = 1,09; КFV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.
Расчет на прочность при изгибе.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σF maх = σF Кп ≤ [σF]max΄
где Кп – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 — Кп =2,2.
σF maх ш= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σF]max ш = 304 МПа,
σF maх к = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σF]max к = 272 МПа.
Условия выполняются.
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
— окружная сила
— радиальная сила
— осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgβ = 8651· tg 19,95 0 = 3139 Н
Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.
Таблица 4.1.
Исходные данные для расчета передачи

параметры № вала
N, кВт
ω, рад/с
M,Нм
ид34
идобщ

3
14,9
8,56
1740
4
47,68

4
14,3
2,14
6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Материалы зубчатых колес.
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса НВш = НВк + (20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
Таблица 4.2.
Материалы зубчатых колес

Материал
Термообработка
Предел теку-чести, σт, МПа
Твердость, НВ

Шестерня
Сталь 50
нормализация
380
180

Колесо
Сталь 40
нормализация
340
154

σНlim bш = 2·180+70=430МПа, σНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;
NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

KFL – коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NΣ KFЕ); KFЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

KFC — коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL – 1,0, [6].
;
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[σН]max = 2,8 σТ.
[σН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [σН]max к =2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[σF]max = 0,8 σТ.
[σF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.
4.3 Определение геометрических параметров
Межосевое расстояние.
Из условий контактной усталости поверхности зубьев

,
где Ка – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; — коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψba = 0,45; и = ид34 = 4;

Определение модуля.
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

SН – коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];
КНL – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NΣ·КНЕ); КНЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.
NΣ — суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи
,
где Lh –время службы передачи, для односменной работы Lh=1·10 4 час.
, .
NΣш · КНЕ =0,49 · 108 · 0,06 = 2,94 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,
NΣк · КНЕ = 0,12 · 108 · 0,06 = 0,72 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.
Так как в обоих случаях NН0 >NΣ · КНЕ , то коэффициент долговечности
,
.
Мпа; МПа
Допустимые напряжения на изгиб.
,
где σFlimb – граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σFlimb = НВ + 260)
σFlimbш = 180 +260 = 440МПа, σFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;
SF – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8,
где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;
Zш – число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;
Zш – число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .
Согласно [6], табл.1.3, принимаем mп = 8,0 мм.
— ширина bк = ψdа аw = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем bк = 220 мм.
4.4 Проверочный расчет передачи
Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ = 1,09; КFV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

σF maх = σF Кп ≤ [σF]max΄
где Кп – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 — Кп =2,0.

σF maх ш= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ≤ [σF]max ш = 304 МПа,
σF maх к = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ≤ [σF]max к = 272 МПа.
Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
— окружная сила
— радиальная сила
— осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgβ = 20470 · tg20° = 7450 Н
Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

Условие выполняется.
расчет на усталость при изгибе.
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,
где — YF — коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи , YFш =3,92; ,YFк = 3,6.
YE — коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.
Yβ — коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается
КF = КFа К Fβ КFV- коэффициент нагрузки КFа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых — КFа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fβ –коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.
Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).
Межосевое расстояние

Принимаем аw = 425 мм.
Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни
— делительный диаметр
— диаметр вершин зубьев dаш = dш + 2mn = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;
— диаметр впадин dƒш = dш – 2,5mn = 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм;
— ширина bш bк + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.
Размеры колеса
-делительный диаметр
— диаметр вершин зубьев dак = dк + 2mn = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;
— диаметр впадин dƒк = dк – 2,5mn = 680 – 2,5 · 8,0 = 660 мм;

5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений

где i- номер вала, j- номер участка ступенчатого вала, Мi — крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [τк] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора
Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d21 = 50 мм.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d22 =60 мм d23 = 60 мм d24 = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора
Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если — отдельно, – вместе, где dfш — диаметр впадин шестерни (dfш = 200,7 мм, см. разд.3.3.3.11), dвш — диаметр участка вала под шестерню (dвш = 60 мм, см. разд. 5.2)
-выполняем вместе.
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если — отдельно, – вместе где dfш – диаметр впадин шестерни,, dfш =150 мм, dвш — диаметр участка вала под шестерню dвш = d24 =75 мм.
— выполняется отдельно.

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)
Схема колеса зубчатого

Рис.6.1.
Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d31 = 70 мм.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d32 = 75 мм; d33 = 80 мм.

6.4 Определение диаметров выходного вала
Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d41 = 110 мм.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d42 = 115 мм; d43 = 120 мм; d44 = 130 мм. d45 = 140 мм.
Общая ширина зубчатого венца в=220 мм.
Диаметр ступицы dс = 1,6dв = 1,6 · 130 = 208 мм
Длина ступицы lс = (1,2…1,5) dв = 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм
Толщина обода δ0 = (2,5…4)mn 4 · 8 = 32 мм
Толщина диска с = (0,2…0,4)b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.
Диаметр отверстий в диске dотв = 0,25[dоб –(dв + 2 δст)],
где , dоб = dfш — 2 δ0 = 660 – 2 · 39 = 582 мм.
dотв = 0,25[582 –(130 + 2 ·39)] = 93,5 мм, принимаем dотв = 95 мм.
Диаметр центров отверстий в диске
d0 = 0,5(dв 2 δс + dоб) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]
Толщина стенки корпуса редуктора
δ = 0,025aw + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ≈ 14 мм,
где aw– межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.
Толщина стенки крышки редуктора
δ1 = 0,02аw + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ≈ 12 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса
S = (1,5…1,75) · δ =(1,5…1,75) ∙ 14 = 21…24,5 = 24 мм.
Толщина нижнего фланца корпуса
S2 = 2,35 δ = 2,35 ∙ 14 = 32,9 ≈ 33мм.
Толщина фланца крышки редуктора
S1 = (1,5…1,75) · δ1 =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.
Диаметр фундаментных болтов
d1 = 0,072aw + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ≈ 39 мм,
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек
d2 = (0,7…0,75) · d1 =(0,7…0,75) ∙ 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора
d3 = (0,5…0,6) · d1 =(0,5…0,6) ∙ 24 = 12…14,4 = 14мм.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса
m = k + 1,5 δ = 60 + 1,5 ∙ 14 = 81мм.
Толщина ребер корпуса
с1 = (0,8…1) · δ = (0,8…1) ·∙ 14 = 10,4…14 = 12мм.
7.2 Размеры необходимые для черчения
Минимальный зазор между колесом и корпусом
b = 1,2 δ = 1,2 · 14 = 16,8 мм.
Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали
е1 = (1,0…1,2) ∙ δ = (1,0…1,2) ∙ 14 = 14…16,8 = 12мм.
Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали
е2 = (0,5…1,0) ∙ δ = (0,5…1,0) ∙ 14 = 7,0…14 = 10мм.
Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора b0 = (0,5…10)m = (5…10) ∙ 8 = 50…80мм.
Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].
Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет
Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.
Таблица 8.2.
Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Номер вала и название шпонки

[σсм]

2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи

140

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени

3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени

3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени

4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени

4 – шпонка под зубчатую муфту

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.
Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].
В качестве материала шпонок используем – Сталь 45, нормализованную [σзм] = 140 МПа и [τзр] = 100 МПа, с. 191, [1].
Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1
Таблица 81
Параметры и размеры шпоночных соединений

Номер вала и название шпонки
Диам. вала d1 мм
Мкр, Нм
Размеры шпонки, мм

b
h
l
t1
t2

2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи
50
458,5
18
11
80
7
4,4

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
55
458,5
20
12
90
7,5
4,9

3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
75
1740
22
14
100
9
5,4

3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
75
1740
22
14
100
9
5,4

4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
130
6542
36
20
180
12
8,4

4 – шпонка под зубчатую муфту
110
6542
32
18
150
11
7,4

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.
По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо – цилиндрического редуктора, в масштабе 1 4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.
Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.
Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].
Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].
Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил l1 = 108мм, l2 = 184мм и l3 = 156мм.
После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.
Таблица 8.3
Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Номер вала и название шпонки

[σсм]

2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени

3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени

3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени

4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени

4 – шпонка под зубчатую муфту

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.
Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности
— вычерчиваем кинематическую схему привода;
— обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К1, К2, К3, К4, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;
— выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9.1 Расчет вала на несущую способность
Силы, действующие на вал во время работы редуктора
— силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени окружная сила Ftш = 20470 Н, Радиальная сила Frш =7928 Н; Осевая сила Faш =7450 Н.
— силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени Ftk = 8651 Н; радиальная сила Frk = 3349 Н; осевая сила Fак = 3139 Н.
Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни) l1 = 108 мм, l2 = 184 мм, l3 = 156 мм.
Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости
— в вертикальной х0у

ΣМF(D) =0.
.

RDX = RCX –Frш +Frk = 7262 — 7928 + 3349 = 2683 Н

— в горизонтальной zOx
ΣМF(D) =0
ΣМF(D) = — Ftш ∙(l1+l2)+ Ftk ∙l1+ Rc z (l1 + l2 +l3 ) = 0

RDZ = — Rc z + Ftш + Ftk = — 11256 + 20470 – 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.
Момент изгиба в вертикальной плоскости
в m.K3 МК3 = RDX · l1 = 2683 · 0,108 = 290 Нм;
в m.K4 МК4 = RCX · l3 = 7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;
Момент изгиба в горизонтальной плоскости
в m.K4 МК4 = RDz · l1 = 562 · 0,108 = 61Нм;
Суммарный момент изгиба определяется по формуле
в m.K3
в m.K4

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.
Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К4).
Значение эквивалентного момента в m.K4

– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала
– сталь 40. [σ1], σ0 — допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Rа 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d32 = 75мм.
Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете
d32 = 75,0мм, т.е. условие выполняется.
9.2 Расчет вала на прочность
Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.
— границы выносливости
для напряжений изгиба при симметричном цикле

σ-1 = 043σВ =0,43 · 800 = 344 МПа, σm = 0 МПа;
для напряжений кручения при пульсирующем цикле
τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 · 344 = 199,52 МПа; τm = τа =2,79 МПа;
-амплитуды напряжений
при симметричном цикле

где МЗj – суммарный момент изгиба в m. К4, Нм,

Рис. 11 .1.

Зj – осевой момент в сечении опор j – того участка вала. Для сечения в m. К4, м3.

где d – диаметр вала под подшипник,
при пульсирующем цикле

где W кj – полярный момент сечения опор j – того участка вала. Для сечения под шпонку, м3.

Выбираем коэффициенты
— эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе — Кσ = 1,75, при кручении — Кτ =1,50, табл. 5.11, [1].
— масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала при изгибе — έσ = 0,745; при кручении- έr = 0,745, табл. 5.16, [1].
— коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений
при изгибе – ψσ =0,02 + 2·10-4 · 800 = 0,18 МПа;
при кручении — ψτ =0,5ψσ = 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.
Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения

где Ѕσ и Ѕτ – коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.
[Ѕ] –допустимое значение коэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ≥2,5…3,0, с.185, [1].

,
,

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения
Исходные данные для расчета
Диаметры вала под подшипники – 70 мм
Реакции в опорах Rсх = 7262 Н, RDX =2683Н,
RCZ=11256, ROZ=562H
Осевые силы Fфш = 7450 Н, Fок = 3139Н.
Угловая скорость ω3 =18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах
Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки)
,
где Rпх = Rnz – радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Индекс «п»- опора.

;
.
Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами
d = 70 мм, D = 150 мм, B = 35 мм.
C = 168 кН – динамическая грузоподъемность;
С0 = 137 кН – статическая грузоподъемность;
е = 1,5tga =1,5 tg140 = 0,37.
Результирующая осевая сила

Fa = Fаш Fак = 7450 –3139= 1713 Н.
Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.
Определяем составляющие осевых реакций Sп в подшипниках от радиальных реакций Rrn для радиально-упорных шариковых подшипников
— для опоры А

SC=eRrC=0.37∙13395=4956H;

для опоры В

SD=eRrD=0.37∙2741=1014.0H.

Определение осевых реакций Rап подшипников.
Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему – «в распор»

Рис.10.2.
-в т. D

ΣF=-SC+Fa+SD=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда
RaD=Fa+SC=4311+4956=9267H
-в т. С
ΣF=-SD-Fa+SC=-1014-4311+4956=-369H.>0
тогда
RaC=SC=4956H.
10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);
реакции подшипников
— для опоры С

— для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

Pen=(X∙V∙Rrn+Y∙Ran)∙KσKT
— опора С РеС=(1∙1∙13395+0∙4956)∙1,3∙1,0=17413,5Н;
— опора D PeD=(0.4∙1∙2741+1.88∙9267)∙1.3∙1.0=24074H.
10.4 Определяем долговечность подшипников
,
где пi- частота вращения i-того вала, об/мин,
.
р=10/3- для роликовых подшипников.
Опора С ч,
Опора D ч,
Срок работы привода Lh=1∙104ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты
Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле
Мmax=KPMн=1,5∙6682=10023Нм,

где KP = 1,5 – коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].
Мн – номинальный крутящий момент на валу.
Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами
М=11800 Нм, dв = 105 мм, nmax=2500 об/мин.
Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.
B = 50 мм, D=320 мм, D1=230 мм, D2=140 мм, L=255 мм.
Размеры зацепления зубчатой муфты
m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.
Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.
Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения
В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров , , табл. 9.1, [8].
Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала
dВ=110 мм, d1=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h1= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,
A1=190 мм, шпилька М24х100.
Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.
Проверяем выбранный подшипник по двум критериям
— условие износа ( долговечность )

,
где F0=Ft=28000 H – окружная сила, см. раздел 1.1.
— условие теплоустойчивости

где — скорость скольжения.
Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют
При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d0 – диаметр делительного круга, м, d0 = mz=4,0∙48=192 мм, b – длина зуба зубчатой втулки, м, [q] – допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа, табл. 17.6, [9].

Литература

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х. Основа,1991.- 276 с. схем.
2. Расчёты деталей машин Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн. Выс. шк., 1986. – 400 с. ил.
3. Курсовое проектирование деталей машин Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн. Выс. школа ,1982-208 с.,ил.
4. Курсовое проектирование деталей машин Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн. Выс. школа ,1982-334 с.,ил.
5. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., — Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.
6. Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 – 41 с.
7. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., — Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.
С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М Машиностроение, 1979-351

BestReferat

BestReferat

Проект привода цепного конвейера