Привод пластинчатого конвейера

Конструктивные размеры корпуса редуктора. Прочностной расчет валов. Расчет привода пластинчатого конвейера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадка деталей редуктора.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

В машиностроении широко используются различные конструкции приводов. Привод — электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм. Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический, пневматический, гидравлический и т.д.) или устройство отдающее заранее накопленную энергию (пружинный, инерционный, гиревой механизм и др.). Обычно важной частью привода является редуктор. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор — это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Перечисленные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Целью данного проекта является расчет привода пластинчатого конвейера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического редуктора и цепной передачи. Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометриче ских и конструктивных размеров отдельных деталей, разработку их конструкций. На основании опыта создания подобных устройств и дейс т вующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников и шп о нок.

В механический привод (рисунок 1) входят электродвигатель и реду к тор. Электродвигатель соединяется с редуктором через муфту. Редуктор — двухступенчатый соосный , зубчатые передачи — цилиндрические прямозубые. Выходной вал редуктора соединен с валом пластинчатого конвейера ч е рез цепную передачу .

Окружное усилие на тяговой звездочке Ft = 30 кН.

Окружная скорость тяговой звездочки V = 0,2 5 м/с

Шаг тяговой цепи t = 100 мм.

Число зубьев тяговой звездочки z = 1 6 шт.

Суточный коэффициент Ксут = 0, 29

Годовой коэффициент Кгод = 0,6

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 — Г рафик нагрузки

3. Кинематический расчет привода

Мощность на приводном валу конвейера определим по формуле:

Pвых = Ft • V = 30 * 0 , 2 5 = 7 , 5 кВт.

Подберем требуемый электродвигатель, для чего определим его потребную мощ ность.

Где ? общ — коэффициент полезного действия привода (КПД) .

КПД привода в данном случае можно определить по формуле [1,стр.5] :

?общ = ? 3подш • ? муфт • ? 2 цил • ? цеп

?подш = 0,99 — КПД пары подшипников;

?цил = 0,97 — КПД цилиндрической зубчатой передачи;

?цеп = 0,9 5 — КПД цепной передачи;

?общ = 0,993 * 0,98 * 0,97 2 * 0,9 5 = 0,8 5

Тогда потребная мощность составит

Pпотр = 7 , 5 / 0,8 5 = 8 , 8 кВт.

Определим частоту вращения тяговой звездочки по формуле [1,стр. 6 ] :

где D — диаметр тяговой звездочки:

Dзв = = 100 / sin (180/16) = 512,6 мм.

Тогда n вых = 60000 * 0,25 / (3,14 * 512,6) = 9,32 об/мин

Предварительно зададимся передаточными отношениями.

Передаточное отношение цепной передачи предварительно принимаем:

Передаточное отношение редуктора предварительно принимаем :

Тогда передаточное отношение тихоходной цилиндрической передачи определим по формуле :

Принимаем стандартное значение U Т = 4,0.

Тогда U Б = U ред / U Т = 20 / 4,0 = 5,0

Уточним передаточное отношение редуктора U ред = 5,0 * 4,0 = 20

Общее передаточное отношение привода:

Uобщ = U ред U цеп = 20 * 4 = 80

Определим требуемое число оборотов двигателя:

nэ.тр. = n вых U общ = 9,32 * 80 = 745,6 об/мин.

По таблицам, исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и числа оборотов подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель серии АИР 160 М 8 (ТУ 16-525.564-84). Э то асинхронный короткозамкнутый двигатель, закрытый, обд у ваемый с параметрами: мощность P дв= 11 кВт, частота вращения n дв=727 об/мин.

Фактическое передаточное отношение:

Uф = n дв / n вых = 727 / 9,32 = 78

Уточним передаточное отношение цепной передачи:

Uцеп = U ф / U ред = 78 / 20 = 3,9

Определим действительные числа оборотов валов привода.

введем нумерацию валов привода:

вал 1 — входной вал редуктора;

вал 2 — промежуточный вал редуктора;

вал 3 — выходной вал редуктора;

вал 4 — приводной вал конвейера.

n2 = n 1 / U Б = 727 / 5 = 145,4 об/мин

n3 = n 2 / U Т = 145,4 / 4 = 36,35 об/мин

n4 = n 3 / U цеп = 36,35 / 3,9 = 9,3 об/мин

Определим крутящие моменты на валах привода:

Крутящий момент на двигателе:

Tдв = 9550 = 9550 * 8 , 8 /727 = 115 , 6 Нм.

Крутящий момент на входном валу редуктора:

T1 = T дв * ? муф * ? подш = 115 , 6 * 0,98 * 0,99 = 112 , 2 Нм.

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора:

T2 = T 1 * U Б * ? цил * ? подш = 112 , 2 * 5 * 0,97 * 0,99 = 538,7 Нм.

Крутящий момент на выходном валу редуктора:

T3 = T 2 * UT * ? цил * ? подш = 538,7 * 4 * 0,97 * 0,99 = 2069 , 2 5 Нм.

Крутящий момент на приводном валу конвейера:

T4 = T 3 * U цеп * ? цеп = 2069 , 2 5 * 3,9 * 0,95 = 7666 , 6 Нм.

4. Расчет передач редуктора

4.1 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.

Твердость шестерни 280 НВ, твердость колеса 270 HB [1,стр.11].

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по общей зависимости [1,стр.12]:

где ? Hlim — предел контактной выносливости [1,стр.12];

для шестерни ? Hlim 1 = 2 HB 1 + 70 = 2 * 280 + 70 = 630 МПа.

для колеса ? Hlim 2 = 2 HB 2 + 70 = 2 * 270 + 70 = 610 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:

для шестерни NHG 1 = 30( HB 1)2,4 = 30 * 2802,4 = 2,24 ·107.

для колеса NHG 2 = 30( HB 2)2,4 = 30 * 2702,4 = 2,05 ·107.

Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:

Где n 2 = 36,35 об/мин — частота вращения колеса.

Lh — время работы передачи:

Lh = L •365 K год•24 K сут = 5 * 365 * 0,6 * 24 * 0,29 = 7621,2 ч.

N2 = 60 * 36,35 * 7621,2 = 1,66 ·107.

N1 = N 2· U = 1,66 * 108 * 4 = 6,64 ·107.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

где коэффициент ? H определяется согласно циклограмме нагружения:

?H = ( )3• = 1,03 * 0,2+0,753 * 0,6+0,33 * 0,2 = 0,459

NHE1 = 0,459 * 6,64 107 = 3,05 107

NHE2 = 0,459 * 1,66 107 = 0,76 107

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:

для шестерни: ZN 1 = = = 0,985

Коэффициент шероховатости ZR принимаем: ZR =1 (для шлифованных зубьев)

Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях ( v NFlim и NFE 2 > NFlim , то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] прин и маем: SF = 1,7

для шестерни: [ ? 1] F = 490 * 1 * 1 * 1/1,7 = 288,24 МПа.

для колеса: [ ? 2] F = 472,5 * 1 * 1 * 1/1,7 = 277,94 МПа.

Проведем расчет межосевого расстояния.

Принимаем коэффициент ширины ? a =0,315 (при несимметричном распол о жении колес относительно опор [1,стр.17]).

Межосевое расстояние определим по формуле [1,стр.17]:

где Ka = 450 — коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес.

U = 4 — передаточное отношение передачи.

T1 = 538,7 (Н·м) — крутящий момент на ведущей шестерне.

KH? = 1 — коэффициент концентрации нагрузки для прирабатываемых колес (при HB NFlim и NFE 2 > NFlim , то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] прин и маем: SF = 1,7

для шестерни: [ ? 1] F = 455 * 1 * 1 * 1/1,7 = 267,65 МПа.

для колеса: [ ? 2] F = 437,5 * 1 * 1 * 1/1,7 = 257,35 МПа.

Ранее принятое межосевое расстояние aw = 250 мм.

Ширину колеса принимаем конструктивно b 2 = 35 мм.

Определим величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:

где Km = 6,8 — коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).

Принимаем стандартный модуль m = 2,0 мм.

Суммарное число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:

z? = 2· aw / m = 2·250 / 2,0 = 250 .

z1 = z ? / ( U +1) = 250 / (5+1) = 41,67 .

z2 = z ? — z 1 = 250 — 42 = 208 .

Фактическое передаточное число

uф = z 2/ z 1 = 208 / 42 = 4,95 .

шестерни: d 1 = z 1· m = 42 ·2,0 = 84 мм.

колеса: d 2 = 2 aw — d 1 = 2·250 — 84 = 416 мм.

Диаметры окружностей вершин:

шестерни: da 1 = d 1+2 m = 84 + 2·2,0 = 88 мм.

колеса: da 2 = d 2+2 m = 416 + 2·2,0 = 420 мм.

Диаметры окружностей впадин:

шестерни: df 1 = d 1 — 2,5 m = 84 — 2,5·2,0 = 79 мм.

колеса: df 2 = d 2 — 2,5 m = 416 — 2,5·2,0 = 411 мм.

Ширину шестерни принимаем b 1 = 40 мм.

Силы в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:

Окружная: Ft = 2· T 2 / d 2 = 2·538,7·103 / 416 = 2163,5 Н.

Радиальная: Fr = Ft tg ? = 2163,5 · tg 20 ? = 787,5 Н.

Окружная скорость в зацеплении:

V = ? · d 2· n 2 / 6·104 = 3,14· 416 ·145,4/6·104 = 3,2 м/с.

С учетом этого выбираем степень точности передачи — 9.

Для выбранной степени точности коэффициент KF ? = 1,0

Коэффициент KFV = 1,4 (для HB

© 2000 — 2021, ООО «Олбест» Все права защищены

Источник

Курсовая работа: Проектирование привода пластинчатого конвейера

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

4. Расчет первой ступени редуктора.

5. Расчет второй ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Расчет ременной передачи.

8. Расчет тяговой звездочки.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

Список использованной литературы.

Приложение: спецификация редуктора.

Проект привода пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех.

Спроектировать привод пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического прямозубого редуктора, зубчатой муфты, приводного вала и приводных звездочек.

Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочках F₄ , кН: 40.

Окружная скорость на звездочках V₄ , м/с: 0,05.

Число зубьев звездочки z: 8.

Шаг зубьев звездочки t, мм: 80.

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения — 85%, в дорожных машинах — 75%, в автомобилях — 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят:

3. Цилиндрический прямозубый редуктор.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент.

Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.

Приводные звездочки установлены на приводном валу и приводят в движение цепи конвейера.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Потребляемая мощность привода:

Р_вых = F₄ · V₄ = 40 · 10 3 · 0,05 = 2 кВт.

Требуемая мощность двигателя:

η_цп = 0,96…0,98; принимаем η_цп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_п = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η_{р п} = 0,94…0,96 – ременная передача; принимаем η_{р п} = 0,95.

η_общ = 0,95 · 0,91 · 0,98 · 0,99 = 0,84

Частота вращения вала электродвигателя:

U_{р п} – передаточное число ременной передачи;

U₁ – передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);

U₂ – передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

n_вых = 60v / (πD_зв ) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин

D_зв = zt_зв / (π · 10 3 ) = 8 · 80 / (3,14 · 10 3 ) = 0,204 м

n_э = 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.

Общее передаточное число привода:

U₂ = 0,88 = 0,88 = 4,39

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;

ω₃ = ω_вых = πn₃ / 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Т_вых = Т₃ = F₄ D_зв / 2 = 40 · 10 3 · 0,204 / 2 = 4080 Н·м;

Р₁ = Р · η_{р п} · η_п = 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂ ;

248,5 НВ_СР2 ; σ_в = 780 МПа; σ_т = 640 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁ ; 285,5 НВ_СР1 ; σ_в = 890 МПа; σ_т = 750 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

Предел контакта на выносливость:

S_H = 1,2 – коэффициент безопасности [2]

К_{Н L 1} = ; К_{Н L 2} = ;

Эквивалентное число циклов:

N_{H Е1} = 60n₁ ct_Σ K_HE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 10 6

c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.

Коэффициент эквивалентного числа циклов:

K_HE = 0,13 – легкий режим работы [3].

Суммарный срок службы передачи:

t_Σ = 356LК_Г 24К_С = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч

L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].

К_Г = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].

К_С = 0,25 — коэффициент использования передачи в сутки [3].

К_{Н L 1} = = 1,23; К_{Н L 2} = = 1,6

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_{H 1} = = = 657 МПа

[σ]_{H 2} = = = 756 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_{H 1} = 657 МПа.

4. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U₁ = 5,68; Т₂ = 958,1 Н·м; n₂ = 20,55 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₁ = К_α (U₁ + 1) = 495 · (5,68 + 1) = 199,2 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

m = (0,01-0,02) α₁ = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.

z₁ = 2α₁ / m(U₁ + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30

d_a1 = d₁ + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм

= 2 · 470 + (125 + 710) + (710 — 125) 2 / 4 · 470 = 2433 мм

Уточнение значения межосевого расстояния:

α = (2L — π(d₁ + d₂ ) + ) =

= (2 · 2500 – 3,14 · 835 + ) = 510,8 мм

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

α₁ = 180° — 57° = 180° — 57° = 113,3°

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

где [P₀ ] = 3,82 кВт определяем из табл. 5.5 из условия:

v = πd₁ n₁ / 60 · 10 3 = 3,14 · 125 · 700 / 60 · 10 3 = 4,58 м/с

[P_n ] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 3,35 кВт.

Количество клиновых ремней:

Z = P_ном / [P_n ] = 3 / 3,35 = 0,89, принимаем: Z =1.

Сила предварительного натяжения:

F₀ = = = 673,3H

F_t = P_ном · 10 3 / v = 3 · 10 3 / 4,58 = 655H

F₁ = F₀ + F_t / 2z = 673,3 + 655 / 2 · 1 = 1001 H

F₂ = F₀ — F_t / 2z = 673,3 — 655 / 2 · 1 = 345,8 H

F_оп = 2 F₀ z sin(α₁ /2) = 2 · 673,3 · 1 · sin(113,3 / 2) = 1124,9 H

8. Расчет тяговой звездочки

Выберем цепь: М112-1-80-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 80 мм. Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Скорость тяговой цепи: V₄ = 0,05 м/с. Число зубьев звездочки: Z = 8.

D_Ц = 21 мм – диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180 / 8) = 2,6131;

в мм: d_д = d_t · t = 2,6131 · 80 = 209 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t(K + K_Z – 0,31 / λ) = 80(0,7 + 2,41 – 0,31 / 3,81) = 242 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 8) = 2,41 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д – (D_Ц + 0,175) = 209 – (21 + 0,175) = 185,47 мм.

R = 0,5(D_Ц – 0,05t) = 0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.

Половина угла заострения зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º

b_fmax = 0,9b₃ – 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;

b_fmin = 0,87b₃ – 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;

b = 0,83 b_f = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.

D_C = tK_Z – 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.

Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной: F_r = 1,15F_t = 1,15 · 40 = 46 кН.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₁ = = = 32,6 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.

F_{t 1} = 5797 H, F_{r 1} = 2110 H, F_оп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.

R_DY = F_{r 1} e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H

= (1124,9 · 307,5 + 5797 · 195,5) / 261 = 5668 Н

R_DX = (F_оп · d — F_{t 1} · e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 — 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н

1124,9 – 5668 + 5797 – 1253,9 = 0

R_C = = = 5884 H

R_D = = = 1361 H

Материал вала – сталь 40X, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d₁ 3 = 272 · 10 3 / 0,1 · 60 3 = 12,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₁ / 2 · 0,2d₁ 3 = 173,9 · 10 3 / 0,4 · 60 3 = 2 МПа

S = S_σ S_τ / = 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С₀ = 22,4 кН, d×D×B = 40×90×23

L_h = a₂₃ (C / Q_A ) m (10 6 / 60n₁ ) = 0,8 · (41 / 7,649) 3 · (10 6 / 60 · 116,7) = 10,8 · 10 4 ч

10,8 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d₂ = = = 57,6 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.

F_{t 2} = 5797 H, F_{r 2} = 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.

R_EX = (F_t3 m + F_t2 (m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 = 9702 Н;

R_F = = = 13421 H;

R_E = = = 10325 H;

Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_EX (k+l) – F_{t 2} l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;

М_х = R_EY (k+l) – F_{r 2} l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;

М_сеч = = = 1181 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d 3 = 1181 · 10 3 / 0,1 · 116 3 = 7,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₂ / 2 · 0,2d 3 = 958,1 · 10 3 / 0,4 · 116 3 = 1,5 МПа

S = S_σ S_τ / = 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН, d×D×B = 60×130×31

L_h = a₂₃ (C / Q_A ) m (10 6 / 60n₂ ) = 0,8 · (81,9 / 17,447) 3 · (10 6 / 60 · 20,55) = 6,7 · 10 4 ч

6,7 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₃ = = = 83,4 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под колесо — Ø110 мм.

F_M = 250 = 250 = 15968 H

F_{t 4} = 16518 H, F_{r 4} = 6012 H, a = 96 мм, b = 189 мм, с = 83,5 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax (a + b) – F_t4 b = 0; R_Ax = F_t4 b / (a + b) = 16518 · 189 / 285 = 10954 H

R_Bx = F_t4 — R_Ax = 16518 – 10954 = 5564 H

M_x = R_Bx b = 5564 · 0,189 = 1052 H · м

R_Ay = F_r4 b / (a + b) = 6012 · 189 / 285 = 3987 H

M_y = R_By b = 2025 · 0,189 = 383 H · м

R_{AF м} = F_M (a + b + c) / (a + b) = 15968 · 368,5 / 285 = 20646 H

R_A = = = 11657 H

R_B = = = 5921 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_{AF м} / 0,1d₃ 3 = 1333 · 10 3 / 0,1 · 100 3 = 13,3 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₃ / 2 · 0,2d₃ 3 = 4080 · 10 3 / 0,4 · 100 3 = 10,2 МПа

S = S_σ S_τ / = 7,1 · 8,9 / = 5,5 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С₀ = 132 кН, d×D×B = 100×215×47

L_h = a₂₃ (C / Q_A ) m (10 6 / 60n₄ ) = 0,8 · (174 / 41,994) 3 · (10 6 / 60 · 4,68) = 20,2 · 10 4 ч

20,2 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d_пр = = = 83,4 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под тяговую звездочку – Ø110 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 15968 H

F_t = F₄ = 40000 H, F_r = 46000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Lx (s + t) – F_t s = 0; R_Lx = F_t s / (s + t) = 40000 · 0,2 / 0,4 = 20000 H

R_Kx = F_t – R_Lx = 40000 – 20000 = 20000 H

M_y = R_Kx s = 20000 · 0,2 = 4000 H · м

R_Ly = F_r s / (s + t) = 46000 · 0,2 / 0,4 = 23000 H

R_Ky = F_r – R_Ly = 46000 – 23000 = 23000 H

M_x = R_Ky s = 23000 · 0,2 = 4600 H · м

R_{LF м} = F_M (s + t + p) / (s + t) = 15968 · 0,5 / 0,4 = 19960 H

R_L = = = 30480 H

R_K = = = 30480 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_{LF м} / 0,1d₄ 3 = 1597 · 10 3 / 0,1 · 100 3 = 16 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т_вых / 2 · 0,2d₄ 3 = 4080 · 10 3 / 0,4 · 100 3 = 10,2 МПа

S = S_σ S_τ / = 5,9 · 8,9 / = 4,9 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С₀ = 132 кН, d×D×B = 100×215×47

L_h = a₂₃ (C / Q_A ) m (10 6 / 60n₄ ) = 0,8 · (174 / 65,572) 3 · (10 6 / 60 · 4,68) = 2,7 · 10 4 ч

2,7 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

V₁ = 0,37 м/с – V_40° = 33 мм 2 /с

V₂ = 0,12 м/с – V_40° = 35 мм 2 /с

По [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_{40° C} = 29-35 мм 2 /с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

14. Проверка прочности шпоночных соединений

Источник

Название: Проектирование привода пластинчатого конвейера Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 10:09:51 13 августа 2010 Похожие работы Просмотров: 823 Комментариев: 23 Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать