Проектирование привода цепного конвейера

Вид работы:

Курсовая работа (т)
Предмет:

Другое
Язык:

Русский
,
Формат файла:
MS Word

447,19 Кб
Опубликовано:

2015-02-04

Все курсовые работы по другим направлениям

Скачать курсовую работу Читать текст online Заказать курсовую
*Помощь в написании! Посмотреть все курсовые работы

Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.

Проектирование привода цепного конвейера

Введение

электродвигатель редуктор шпоночный

Цепные конвейеры предназначены для транспортирования сыпучих и штучных грузов. Тяговым элементом служат цепи, грузонесущим - настилы, ковши, лотки, полки и т.п.

Наличие цепей в качестве тягового элемента ограничивает скорость их (обычно и < 1,0 м/с), но позволяет иметь большую длину транспортирования при значительной производительности.

Основными преимуществами цепных конвейеров по сравнению с ленточными являются возможность перемещения горячих (пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры), пылящих (скребковые конвейеры),
крупнокусковых (пластинчатые конвейеры, ковшовые конвейеры) грузов при больших углах наклона трассы или даже в вертикальном направлении, работа в более тяжелых условиях.

По виду рабочих и грузонесущих органов цепные конвейеры подразделяют на пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры, люлечные конвейеры, полочные конвейеры, ковшовые конвейеры и подвесные
конвейеры.

В данной курсовой работе рассмотрено проектирование привода цепного конвейера, который состоит из рамы привода, клиноременной передачи и двухступенчатого редуктора.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет необходимой мощности электродвигателя.

Мощность на выходном валу редуктора

N_ВЫХ = 2×F_t×V_Ц/1000 (1.1)

N_ВЫХ = 2×2200×0.2/1000 = 0,8 КВт

где F_t - окружное усилие на одной звездочке цепного конвейера, F_t=2200 Н

V_Ц - скорость цепи конвейера, V=0,2 м/с

.1 Расчетная мощность на валу электродвигателя

(1.2)

где h - общий КПД привода

h = h_зп³×h_п³×h_рп×h_ц.п (1.3)

где h_зп -КПД зубчатой передачи; h_зп = 0,98;

З - количество пар зубчатых колес;

h_п -КПД подшипников; h_п =0,99;

- количество пар подшипников;

h_рп - КПД ременной передачи; h_рп = 0,96;

h_Ц.П - КПД цепной передачи; h_Ц.П = 0,95.

Значения КПД принимаем по [ таблица 1.1]

h = 0,98³×0,99³×0,96×0,95 = 0,8328

Вт

.2 Частота вращения выходного вала редуктора

(1.4)

где z - число зубьев звездочки, z = 7,

t - шаг цепи; t = 160 мм

мин^-1

.3 Угловая скорость на выходном валу редуктора

(1.5)

с^-1

1.4 Определение необходимой частоты вращения электродвигателя

Необходимая частота вращения электродвигателя:

n_ДВ= n_ВЫХ×u (1.6)

где u - общее передаточное число привода

u = u_P×u_Ц×u_РЕД (1.7)

где u_Р - передаточное число ременной передачи; u_Р=2…4;

u_Ц - передаточное число цепной передачи; u_Ц=1,5…4

u_РЕД - передаточное число редуктора;
_РЕД=u_Т×u_Б (1.8)

где u_Т - передаточное число тихоходной ступени; u_Т=2…4

u_Б - передаточное число быстроходной ступени; u_Б=4…6,3

Значения передаточных чисел принимаем по [1 таблица 1.2].

u=(2…4)(1,5…4)(2…4)(4…6,3)=24….403,2

n_ДВ=10.7×(24…403,2)=256….4314 мин^-1

1.5 Выбираем электродвигатель [ таблица2.1]

Тип двигателя 4А90LB8

Номинальная мощность N=1,1 кВт

Асинхронная частота вращения n_ДВ=700 мин^-1

Синхронная частота вращения n_С=750 мин^-1

Диаметр вала d_ДВ=24 мм

Масса G =28,7 кг

1.6 Определение общего передаточного числа

Уточняем общее передаточное число

(1.9)

(1.10)

По ГОСТ-21426-75 принимаем u_B=5

(1.11)

По ГОСТ-21426-75 принимаем u_T=4,5

Тогда наш редуктор 5х4,5

Уточняем передаточное отношение ременной передачи

Уточняем передаточное отношение цепной передачи

Определение частоты вращения на каждом валу редуктора

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

(1.12)

мин^-1

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

(1.15)

мин^-1

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

(1.16)

мин^-1

Частота вращения выходного вала редуктора:

(1.17)

мин^-1

.7 Определение крутящих моментов на каждом валу редуктора

Крутящий момент на валу электродвигателя

(1.18)

Н×м

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

М_Б = М_ДВ×u_Р×h_РП×h_П (1.19)

М_Б = 14*2.8889*0,96*0,99 = 38,44 Н×м

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора

М_ПР = М_Б×u_Б×h_ЗП×h_П (1.20)

М_ПР = 38,44*5*0,97*0,99 = 184,57 Н×м

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

М_Т = М_ПР×u_Т×h_ЗП×h_П (1.21)

М_Т = 184,57*5*0,9409*0,99 = 859,63 Н×м

Крутящий момент на выходном валу редуктора

М_ВЫХ = М_Т×u_Ц×h_ЦП×h_П (1.22)

М_ВЫХ = 859,63*1,00031×0,95×0,99 =810,99 Н×м

1.8 Определение мощности на каждом валу

Мощность на быстроходном валу:

N_Б=N_ДВ*×h_Р×h_ПК (1.23)

N_Б=1,01*2,8889*0,96*0,99=2,77 кВт

Мощность на промежуточном валу:

N_ПР=N_Б×h_Б×h_ПК

N_ПР=1,01*0,97*0,99=0,969 кВт

Мощность на тихоходном валу:

N_Т=N_ПР×h²_Т(ЗП)×h_ПК

N_Т=0,969*0,9409*0,99=0,902 кВт

Мощность на выходном валу:

N_ВЫХ=N_T* кВт×h²_Т(ЗП)×h_ПК

N_ВЫХ=0,902*0,9409*0,99=0,88 кВт

2. Расчет передач редуктора

.1 Расчет быстроходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1]

для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, s₁=650 Н/мм²

для колеса сталь 45-235-262НВ, s₁=540 Н/мм²

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость:

НВ_СР=0,5×(НВ_min+НВ_max₎ (2.1)

для колеса

НВ_СР2=0,5×(235+262)=248,5

для шестерни

НВ_СР1=0,5×(269+302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения

(2.2)

где s_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев

s_Hlim=2×НВ_СР +70 (2.3)

S_Н- коэффициент безопасности; при улучшении S_Н=1,1

K_HL=1-коэффициент долговечности
_НО=(НВ_СР)³ (2.5)

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N₂=60×n₂×L_h (2.6)

для шестерни N₁=N₂×u (2.7)

где n₂-частота вращения колеса, n₂=242,306 мин^-1;

L_h - время работы передачи

L_h=24×K_СУТ×365×К_ГОД×T (2.8)

где K_СУТ К_ГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; К_СУТ=0,26; К_ГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

L_h = 24×0.26×365×0.6×5 = 6833 ч

u-передаточное число передачи, u=5

K_HLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N₂ = 60×242,306×6833 = 99340613,88

N₁ = 99340613,88 ×5 = 496703069,4

N_HO₁ = (285,5)³ = 23271176,37

N_HO₂ = (248,5)³ = 15345434,12

Условие выполняется так как

При N=496703069,4≥N_HO=23271176,37, тогда

s_Hlim₁ = 2×285.5+70 = 641 Н/мм²

s_Hlim₂ = 2×248.5+70 = 567 Н/мм²

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H] = 0.5×([s_H₁]+[s_H₂]) (2.9)

[s_H] = 0.5×(582,7+515,6) = 549,15 H/мм²

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям, т.к. по [2.c15]

[s_H] = 549.15 Н/мм² < [s_H₁] = 644.5 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

где K_FL =1- коэффициент долговечности

N_FO- базовое число циклов; N_FO=4×10⁶;

K_Flmax= 2.08 при улучшении [c14]s_Flim- предел выносливости зубьев при изгибе

s_Flim= 1,8×НВср (2.12)

S_F- коэффициент безопасности, S_F = 1.75

s_Flim₁ = 1.8×285.5 = 513.9 Н/мм²

s_Flim₂ = 1.8×248.5 = 447.3 Н/мм²

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

(2.13)

где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых колес К_a=430

K_Н=1,2- коэффициент нагрузки

y_а -коэффициент относительной ширины колеса, т.е. отношение длины зуба колеса(ширины колеса)в₂ к межосевому расстоянию. Для передач с раздвоенной ступенью значение длины зуба берется y_а=0,5,

М_п- момент передаваемый ступенью

Н×м

мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем а_W=71 мм0

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса

в₂ = y_а×а_W (2.17)

в₂ = 71*0,5 = 35,5 мм

Учитывая погрешности сборки и возможные осевые смещения зубчатого колеса, ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса:

в₁=в₂+5 мм=35,5+5=40,5 мм

Модуль зубчатого зацепления

m = (0,01….0,02)×а_W (2.18)

m = 0,02*71 = 1.42 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,375 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

(2.19)

в-угол наклона зубьев косозубой передачи. У косозубых колес в=12⁰

Число зубьев шестерни

(2.20)

где z₁≥z₁_min=17/cos³в для косозубых колес

Число зубьев колеса

z₂ = z_с -z₁ (2.21)

z₂ = 103-17 = 83

Уточняем фактическое передаточное число

(2.22)

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.1 - Основные размеры колес

Параметр	Обозначение и формула	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр	d=mz	23	114
Диаметр выступов	d_а=d+2×m	25	116
Диаметр впадин	d₁=d-2,5×m	19	110
Ширина колеса	В	40.5	35.5

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колес, м/с

где n-частота вращения колеса, мин^-1, d-диаметр делительной окружности, мм.

м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения

Расчетное контактное напряжение

(2.26)

где К_Н- коэффициент нагрузки

K_Н=К_Н2×К_Н_b×К_Н_Y (2.27)

где К_Н_a - коэффициент для косозубых колес К_Н_a=1

K_H_b -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с К_Н_b=1

K_HV - коэффициент динамичности, К_HV=1,25

К_Н = 1×1×1,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

при z=17 Y_F=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_е=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

K_FL=коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

При

==1

C=степень точности зубчатых колес, при учебном проектировании принимают среднее значение, равное 8. е=1,5

K_Fв-коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубы, принимают в зависимости от Ѱ_в_d=в₂/d₁=35,5/110=0,4, тогда по таблице 4.5 K_Fв=1,04

K_FV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

(2.27)

Где [у_H]max=2.8у_T=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

у_T=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения е_FMAX

(2.28)

Где [у_F]max=0.8у_T= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

2.2 Расчет тихоходной ступени

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.

Материалы для изготовления выбираем по [2. таблица 2.1]

для шестерни сталь 40Х - 269…302НВ, s₁=650 Н/мм²

для колеса сталь 45-235-262НВ, s₁=540 Н/мм²

Термообработка - улучшение

Определение величины допускаемых контактных напряжений.

Средняя твердость:

НВ_СР=0,5×(НВ_min+НВ_max₎

для колеса

НВ_СР2=0,5×(235+262)=248,5

для шестерни

НВ_СР1=0,5×(269+302)=285,5

Допускаемые контактные напряжения

где s_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев

s_Hlim=2×НВ_СР +70

S_Н- коэффициент безопасности; при улучшении S_Н=1,1

K_HL=1-коэффициент долговечности

где N_НО- базовое число циклов нагружений

N_НО=(НВ_СР)³

N - действительное число циклов перемены напряжений;

для колес N₂=60×n₂×L_h

для шестерни N₁=N₂×u

где n₂-частота вращения колеса, n₂=10,66 мин^-1;

L_h - время работы передачи

L_h=24×K_СУТ×365×К_ГОД×T

где K_СУТ К_ГОД - коэффициенты использования передачи во времени в сутки и в году; К_СУТ=0,26; К_ГОД=0,6

Т- полный срок службы в годах, Т=5 лет

L_h = 24×0.26×365×0.6×5 = 6833 ч

u-передаточное число передачи, u=5

K_HLMAX=2.6 при улучшении [c19]

N₂ = 60×10,66×6833 = 4370386,8

N₁ = 99340613,88 ×4.5 = 19666740,6

N_HO₁ = (285,5)³ = 2327176,37

N_HO₂ = (248,5)³ = 1534534,12

Условие выполняется так как

При N=4370386,8≥N_HO=1534534,12, тогда

s_Hlim₁ = 2×285.5+70 = 641 Н/мм²

s_Hlim₂ = 2×248.5+70 = 567 Н/мм²

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[s_H] = 0.5×([s_H₁]+[s_H₂])

[s_H] = 0.5×(582,7+515,6) = 549,15 H/мм²

Выбранный материал и термообработка удовлетворяют условию прочности по контактным напряжениям

[s_H] = 549.15 Н/мм² < [s_H₁] = 644.5 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

где K_FL =1- коэффициент долговечности

N_FO- базовое число циклов; N_FO=4×10⁶;

K_Flmax= 2.08 при улучшении

s_Flim- предел выносливости зубьев при изгибе

s_Flim= 1,8×НВср

S_F- коэффициент безопасности, S_F = 1.75

s_Flim₁ = 1.8×285.5 = 513.9 Н/мм²

s_Flim₂ = 1.8×248.5 = 447.3 Н/мм²

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние

где К_а- вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес К_a=495

K_Н=1,2- коэффициент нагрузки

М_п- момент передаваемый ступенью

Н×м

мм

По ГОСТ 2185-76 принимаем а_W=80 мм

Предварительные размеры колеса

Длина зубьев колеса

в₂ = y_а×а_W

в₂ = 80*0,5 = 40 мм

в₁=в₂+5 мм=40+5=45 мм

Модуль зубчатого зацепления

m = (0,01….0,02)×а_W

m = 0,02*80 = 1.6 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m=1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

z₂ = z_с -z₁

z₂ = 106-17 = 89

Уточняем фактическое передаточное число

Уточняем межосевое расстояние

Таблица 2.2 - Основные размеры колес

Параметр	Обозначение и формула	Колесо
Делительный диаметр	d=mz	25,5	133,5
Диаметр выступов	d_а=d+2×m	28,5	136,5
Диаметр впадин	d₁=d-2,5×m	21,75	129,75
Ширина колеса	В	40	45

Ширину шестерни назначают на 5 мм больше ширины колеса [3, c22]

Окружная скорость колеса, м/с

где n-частота вращения колеса, мин^-1, d-диаметр делительной окружности, мм.

м/с

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н- коэффициент нагрузки

K_Н=К_Н2×К_Н_b×К_Н_Y

где К_Н_a - коэффициент для прямозубых колес К_Н_a=1

K_H_b -коэффициент концентрации нагрузки;

при НВ<350 и V<15 м/с К_Н_b=1

K_HV - коэффициент динамичности, К_HV=1,25

К_Н = 1×1×1,25 = 1,25

Условие прочности выполняется т.к.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

при z=17 Y_F=4,28 - коэффициент, учитывающий форму зуба

K_FV=1,25 -коэффициент динамичности, принимаю по таблице 4.4.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные контактные напряжения

Где [у_H]max=2.8у_T=2100 предельное допускаемое контактное напряжение

у_T=750-предел текучести материала.

Условие прочности выполняется т.к.

Определяем максимальные изгибающие напряжения е_FMAX

Где [у_F]max=0.8у_T= 600 предельное допускаемое изгибаюшее напряжение

Условие прочности выполняется т.к.

3. Ориентировочный расчет валов редуктора. Подбор подшипников

.1 Ориентировочный расчет валов редуктора

Ориентировочный диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности при кручении в случае контактных допускаемых напряжений.

мм (3,1)

где Т-крутящий момент [Н/мм], [ф]-допускаемое напряжение на кручение [ф]=15

Быстроходный вал редуктора

мм, принимаем d=15 мм

Диаметр вала под манжет

d_м=17 мм

Диаметр вала под подшипник

d_п=20 мм

Диаметр вала под шестерни

d_п=24 мм

Тихоходный вал редуктора

мм, принимаем d=26 мм

Диаметр вала под манжет

d_м=28 мм

Диаметр вала под подшипник

d_п=30 мм

Диаметр вала под колесо

d_k=34 мм

Промежуточный вал редуктора

мм, принимаем d=20 мм

Диаметр вала под подшипник

d_п=20 мм

Диаметр вала под колесо

d_п=22 мм

Диаметр вала под шестерни

d_п=24 мм

.2 Подбор подшипников

Необходимый ресурс работы подшипника

[L_h] = 24×К_СУТ×365К_ГОд×Т (3.2)

где К_СУТ,К_Год - коэффициенты использования подшипников во времени;

К_СУТ=0,26; К_ГОд=0,6

Т - полный срок службы; Т=5 лет

[L_h] = 24×0,26×365×0,6×5 = 6833 ч

Ресурс подшипника

(3.3)

где L- номинальная долговечность

(3.4)

где С_r - каталожная динамическая грузоподъемность, Н

R - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

т - степенной показатель, для шарикоподшипников т=3

n - частота вращения кольца подшипника, мин^-1

Подшипники на быстроходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиально-упорный однорядный подшипник средней серии 46304

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, D_w=9.525,

Грузоподъёмность: C_r=17.8 кН, C₀_r=9.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на промежуточный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50204

Размеры: d=20 мм, D=52, B=15, r=1.1, D_w=9.525,

Грузоподъёмность: C_r=17.8 кН, C₀_r=9.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

Подшипники на тихоходный вал

По таблице 24.15 принимаем радиальный шарикоподшипник однорядный легкой серии 50206

Размеры: d=30 мм, D=62, B=16, r=1.5, D_w=9525,

Грузоподъёмность: C_r=19.5 кН, C₀_r=10.0 кН

Выбранные подшипники удовлетворяют условию прочности по динамической грузоподъемности

4. Эскизная компоновка редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки

d = 0,025×а_WT+3 мм (4.1)

где а_WT=80 мм - межосевое расстояние в тихоходной ступени

d = 0,025×80+3 = 5 мм

Принимаем б = 5 мм

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали

е₁=1,1*d =1,1*5=5,5 мм (4.2)

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора зубчатого конического

е=0,5*d₄=4 мм (4.3)

Ширина подшипника

В₁=18 мм, В₂=14 мм

Наименьший зазор между внутренней стенкой корпуса редуктора и зубчатым колесом

b≈1.2*d≈1.2*5≈6 мм (4.4)

Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней

е₂=0,75*d=0,75*5=3,75 мм (4.5)

Расстояние между зубчатым колесом и валом

е₃=1,75*d=1,75*5=8,75 мм (4.6)

Расстояние от окружности выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища

в₀=7,5*m=7,5*1,5=11,25 мм (4.7)

5. Расчет клиноременной передачи

Крутящий момент на быстроходном валу

(5.1)

Н×м

По таблице 7.2 принимаем сечение ремня "0"

Диаметр ведущего шкива d_Р1 = 80 мм

Диаметр ведомого шкива

d_Р2 = d_P₁×u_P×(1-x) (5.2)

где x - коэффициент скольжения клинового ремня; x = 0,02

d_Р2 = 80×2,89×(1-0,02) = 226 мм

По ГОСТ 17383-73 принимаем d_P₂ = 224 мм

Фактическое передаточное число

(5.3)

Скорость пробега ремня

(5.5)

Частота вращения ведомого шкива

(5.6)

мин^-1

Межосевое расстояние

а = 1×d_Р2 (5.7)

а = 1×224 = 224 мм

Расчетная длина ремня

(5.8)

мм

По ГОСТ 1284 1-89 принимаем L = 1000 мм

Уточняем межосевое расстояние

(5.9)

Минимальное межосевое расстояние

а_Min = а+0,025×L (5.10)

а_Min= 248+0,025×1000 = 273 мм

Угол обхвата на меньшем шкиве

(5.11)

Относительная длина ремня

Допускаемая мощность на один ремень

(5.12)

где N₀ - исходная мощность на один ремень; при d_P₁=80 мм и V=2,9 м/с N_O=0,719 кВт;

C_a - коэффициент угла обхвата, C_a=0,89 [ таблица 7.4 ]

C_L - коэффициент длины ремня; C_L=0,86 [ таблица 7.5 ]

DN_H - поправка к мощности

DN_H = 0,0001×DM_H×n_ДВ

где DМ_Н- поправка к крутящему моменту на передаточное число;

DМ_Н=0,5 [ таблица 7.6]

DN_Н = 0,0001×1,2×700 = 0,035 кВт

С_Р - коэффициент режима работы

С_Р=0,84 [ таблица 7,7 ]

[N] = (0,719×0,89×0,86+0,035)×0,84 = 0,35 кВт

Расчетное число ремней

Действительное число ремней

(5.12)

где C_t - коэффициент неравномерности нагрузки; C_t=0,9 [3, c 47 ]

Принимаем число ремней Z=3

Сила начального натяжения одного ремня

(5.13)

где g =0,1 кг/м

Усилие, действующее на валы передачи

(5.14)

Размеры обода шкивов [ таблица 7.2]

h =7 мм h₁_min= 6 мм

в = 2,5 мм a₁ = 36^о

e = 12 мм a₂ = 38^о

f = 8 мм

Наружные диаметры шкивов

d₁ = d_Pi + 2в (5.15)

d₁ = 80+2×2,5 = 80 мм

d₂ = 224+2×2,5 = 229 мм

Ширина обода шкивов

М = (Z-1)×е+2×f (5.16)

M = (3-1)×12+2×8 =40 мм

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для валов привода

.1 Расчет быстроходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

(6.2)

Радиальная

(6.3)

Осевая

(6.4)

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

Q=807 Н;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

R_AX=R_BX=F_t=3342 H

M_a= R_BXa=3342*0.041=137

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

R_BY=721 H

R_AY=3765 H

участок

Мa(0)=0 Н×м

Ma(0.041)=30 Н×м

участок

Мa(0)=-499 Н×м

Мa(0.088)=512 Н×м

участок

Мa(0)=-56.49 Н×м

Ma(0.041)=17 Н×м

участок

Ma(0)=0 кН·см

Ma(0.07)=-56.49 Н×м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.5)

где s_Т - пробел текучести материала;

для стали 45 s_Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

K_n - коэффициент перегрузки

s_ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.6)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.7)

где М_Х, М_У - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

М_Х = 137 Н×м, М_У = 512 Н×м (из эпюры)

530 Н×м

W -осевой момент сопротивления

(6.8)

м³

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. S_T = 4.87 >[S_T ] = 1…3

.2 Расчет промежуточного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.9)

Радиальная

; (6.10)

Осевая

(6.11)

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

Составляющие усилия в зацеплении

Для колеса

Окружная

Радиальная

Осевая

Для шестерни

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

участок

Мa(0)=0 Н×м

Ma(0.041)=429 Н×м

участок

Мa(0)=429 Н×м

Мa(0.045)=512 Н×м

участок

Мa(0)=4295 Н×м

Ma(0.045)=755 Н×м

участок

Ma(0)=0 Н×м Ma(0.041)=429 Н×м

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

участок

Мa(0)=0 Н×м

Ma(0.041)=191 Н×м

участок

Мa(0)=703 Н×м

Мa(0.045)=1150 Н×м

участок

Мa(0)=703 Н×м

Ma(0.045)=1150 Н×м

участок

Ma(0)=703 Н×м

Ma(0.041)=0 Н×м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.11)

где s_Т - предел текучести материала;

для стали 45 s_Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

K_n - коэффициент перегрузки

s_ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.12)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.13)

где М_Х, М_У - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

М_Х = 755 Н×м, М_У = 1150 Н×м (из эпюры)

1375 Н×м

W -осевой момент сопротивления

(6.14)

м³

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. S_T = 2,49 =[S_T ] = 1…3

.3 Расчет тихоходного вала

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

; (6.15)

Радиальная

(6.16)

Осевая

где -крутящий момент на валу, -делительная окружность зубчатого колеса,-угол захвата, -угол наклона зуба.

Определим силы, действующие на вал.

;

Составляющие усилия в зацеплении

Окружная

Радиальная

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

1 участок

Мa(0)=0 Н×м

Ma(0.041)=579 Н×м

участок

Мa(0)=579 Н×м

Мa(0.045)=0 Н×м

Определим реакции опор.

H

участок

Мa(0)=0 Н×м

Ma(0.041)=191 Н×м

участок

Мa(0)=703 Н×м

Мa(0.045)=1150 Н×м

участок

Мa(0)=703 Н×м

Ma(0.045)=1150 Н×м

участок

Ma(0)=703 Н×м

Ma(0.041)=0 Н×м

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

(6.17)

где s_Т - предел текучести материала;

для стали 45 s_Т = 540 МПа [ 1, таблица 2.1]

K_n - коэффициент перегрузки

s_ЭКВ - эквивалентное напряжение

(6.18)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении

(6.19)

где М_Х, М_У - максимальный горизонтальный и вертикальный моменты

М_Х = 579 Н×м, М_У = 248 Н×м (из эпюры)

629 Н×м

W -осевой момент сопротивления

(6.20)

м³

МПа

Выбранный материал для вала сталь45 удовлетворяет условию прочности, т.к. S_T = 2,44 =[S_T ] = 1…3

7. Расчет подшипников

.1 Расчет подшипников на быстроходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=0,56, Y=1,71

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для шарикоподшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

,где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

.2 Подбор подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Выбираем коэффициент X и Y. Отношение

По таблице 6,1 [6. C.197] определяем .

, то X=1, Y=0

По таблице 20 [6. c. 262] по скорости вращения внутреннего кольца и долговечности подшипника определяем отношение для роликовых подшипников.

Следовательно, потребуется динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию динамической нагрузки

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

7.3 Расчет подшипников на тихоходный вал

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

P-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

X-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

Y-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

-коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Так как осевая нагрузка на подшипник , то проверку на динамическую нагрузку произвести не получится, тогда оставляем выбранный подшипник.

Расчет на статическую грузоподъемность

-эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник

где -радиальная нагрузка на подшипник (Н).

-осевая нагрузка на подшипник (Н).

-коэффициент радиальной нагрузки (табл. 6.1).

-коэффициент осевой нагрузки (табл. 6.1)

Для правильного выбора подшипника должно выполнять условие:

Условие статической грузоподъемности выполняется.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические, размеры шпонок и пазов по ГОСТ 23360-72 [1]

Материал шпонок сталь45 нормализованная

Напряжения смятия из условия прочности:

(6.1)

где М - момент, передаваемый валом;

d - диаметр вала

h - высота шпонки

l - длина шпонки, принимаем на 5..10 мм меньше длины ступицы из ряда длин

в - ширина шпонки

8.1 Проверка прочности шпонок на быстроходном валу

На валу установлена 1 шпонка под стальной шкив.

Посадочный диаметр d=15 мм

Передаваемый момент Н_б=38,44 Н×м

Размеры шпонки в*h*l = 5×6×40, t₁=2.5 мм

Напряжения смятия

МПа

s_C_М=102 МПа< [s_СМ]=120 МПа условие прочности выполняется

8.2 Проверка прочности шпонок на промежуточном валу

На валу установлены две одинаковые шпонки под цилиндрические колеса.

Посадочный диаметр d=22 мм

Передаваемый момент М_ПР=184,57 Н×м

Размеры шпонок в*h*l = 6×7×32, t₁= 3.5 мм

Напряжения смятия

МПа

Прочность шпонок обеспечена

8.3 Проверка прочности шпонок на тихоходном валу

На валу установлена шпонка под цилиндрическое колесо;

Посадочный диаметр d=33 мм

Передаваемый момент М_Т=859,63 Н×м

Размеры шпонки в*h*l = 10*9*39, t₁=3.8 мм

Напряжения смятия

МПа

На валу установлена 1 шпонка под стальное колесо.

Посадочный диаметр d=26 мм

Передаваемый момент М_Т=859,63 Н×м

Размеры шпонки в*h*l = 8*7*39, t₁=3.5 мм

Напряжения смятия

Мпа

Прочность шпонок обеспечена

9. Выбор масла

Смазывание зубчатых колес производится опусканием их в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес на 10….12 мм

Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес

Быстроходная ступень: V = 1,46 м/с, [s_П] = 549,15 Н/мм²

Тихоходная ступень: V = 0,08 м/с, [s_П ] = 644.5 Н/мм²

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна

n = 34×10^-6 м³/с [1, таблица 11.1]

Такой вязкости соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ20799-75

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М "Высшая школа", 1985 г. -416с

. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование М "Высшая школа", 1990 г. -399с

. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко. Расчет передачи зацеплением. Белгород, 1993 г. -61с

. Е.Ф. Катаев, Ю.Т. Костенко, Н.В. Столбов. Расчет и конструирование валов и подшипников. Белгород,1995 г. -87с

. И.А. Биргер и др. Расчет на прочность деталей машин; справочник М "Машиностроение", 1972 г. -702 с.

Проектирование привода цепного конвейера

Проектирование привода цепного конвейера

Значения КПД принимаем по [ таблица 1.1]

Уточняем общее передаточное число

Крутящий момент на валу электродвигателя

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

Крутящий момент на выходном валу редуктора

Допускаемые контактные напряжения

Длина зубьев колеса

Модуль зубчатого зацепления

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Таблица 2.1 - Основные размеры колес

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения

Расчетное контактное напряжение

Допускаемые контактные напряжения

Длина зубьев колеса

Модуль зубчатого зацепления

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Таблица 2.2 - Основные размеры колес

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжения.

Расчетное контактное напряжение

Необходимый ресурс работы подшипника

Ресурс подшипника

Подшипники на быстроходный вал

Подшипники на промежуточный вал

Подшипники на тихоходный вал

Толщина стенки корпуса и крышки

Крутящий момент на быстроходном валу

Расчетная длина ремня

Уточняем межосевое расстояние

Угол обхвата на меньшем шкиве

Расчетное число ремней

Усилие, действующее на валы передачи

Наружные диаметры шкивов

Ширина обода шкивов

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для валов привода

.1 Расчет быстроходного вала

Определим силы, действующие на вал.

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

RBY=721 H

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

Определим силы, действующие на вал.

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Построим эпюру крутящих моментов в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор.

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

Определим силы, действующие на вал.

Построим эпюру крутящих моментов в вертикальной плоскости.

Определим реакции опор.

H

Расчет вала на статическую прочность

Коэффициент запаса прочности

7. Расчет подшипников

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчет на статическую грузоподъемность

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчет на статическую грузоподъемность

Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчет на статическую грузоподъемность

Прочность шпонок обеспечена

9. Выбор масла

Похожие работы на - Проектирование привода цепного конвейера

R_BY=721 H