Проектирование привода ленточного конвейера

Содержание

Введение

.Кинематический расчет привода

.1 Подбор электродвигателя

.2 Распределение передаточных чисел ступеней

Расчет зубчатой передачи

.1 Выбор материала зубчатых колес

.2Определение контактных напряжений и напряжений изгиба

. Составление компоновочной схемы редуктора.

.1 Проектировочный расчет валов        

.2Предворительный выбор подшипников

.3 Выбор муфт

.4 Конструирование элементов передачи

. Расчет подшипников по заданному ресурсу

. Проверочный расчет вала на статическую и усталостную прочность

. Расчет шпоночных соединений

.Расчет корпусных деталей

. Расчет резьбовых соединений

. Выбор смазочных материалов

. Расчет и конструирование исполнительного органа

.1 Определение параметров исполнительного органа

.2 Проектировочный расчет валов

.3 Подбор подшипников качения 

.4 Конструирование опорных узлов и крышек подшипников

. Конструирование элементов крепления привода

Выводы

Список литературы

Введение

Целью данного курсового проекта является проектирование привода ленточного конвейера.

Конвейер - машина для непрерывного действия для перемещения сыпучих, кусковых или штучных грузов.

Высокая производительность, непрерывность грузопотока и автоматизация управления обусловили широкое применение конвейеров в различных отраслях народного хозяйства.

Данный механизм состоит из электродвигателя переменного тока с асинхронной частотой вращения. Двигатель передает вращающий момент через вал на редуктор. На вал монтируется упругая муфта, предназначенная для смягчения ударов, вибраций, компенсирования небольших деформаций валов. Вал передает вращающий момент на редуктор, который имеет две ступени. Схема редуктора - конически-цилиндрическая.

Конические зубчатые колёса применяют в передачах между валами , оси которых расположены под углом . Основное применение имеют передачи с пересекающимися под углом 90 градусов осями , т . е . ортогональные передачи , которые рассматриваются ниже . Передачи с межосевым углом , не равным 90 градусов , применяют редко из-за сложности форм и технологии изготовления корпусных деталей , несущих эти передачи , хотя для изготовления самих колёс межосевой угол передачи не имеет значения .

Несмотря на то, что конические колёса сложнее, чем цилиндрические в изготовлении и монтаже, они имеют достаточно широкое применение в машиностроении, определяемое условиями компоновки узлов машин.

Конические колёса выполняют с прямыми, тангенциальными, круговыми и другими криволинейными зубьями.

Прямозубые конические колёса следует применять при невысоких окружных скоростях ( до 2…3 м/с ) как наиболее простые в монтаже ( допустимо до 8 м/с ). При более высоких скоростях целесообразно применять колёса с круговыми зубьями, как обеспечивающие более правильное зацепление, меньший шум , большую несущую способность и более технологичные .

В массовом и крупно серийном производстве в связи с возможностью компенсации при нарезке зубьев последующих закалочных деформаций конические колёса не шлифуют, а ограничиваются притиркой.

В конических передачах для обеспечения при сборке правильного контакта зубьев предусматривают возможность осевой регулировки зубчатых колёс .

Несущая способность конических зубчатых передач с повышенным перескоком осей ( от консольного расположения, недостаточной жёсткости валов и корпусов ) может быть несколько повышена даже по сравнению с передачами, имеющими круговой зуб, выполнением зубьев двояковыпуклыми и вогнутыми . Обе стороны зуба шестерни нарезают выпуклыми , а колеса - вогнутыми . Выигрыш получается в последствии того , что удельная жёсткость пары зубьев и пятно контакта при деформации валов не смещается.

1. Кинематический расчет привода

.1 Подбор электродвигателя

От характеристик выбранного двигателя (мощность, частота вращения) во многом зависит конструкция всего механизма в целом.

Определим потребную частоту вращения вала барабана:

,

где V - скорость транспортирования грузов;

D - диаметр барабана;

Потребная мощность на барабане:

,

Где F - сила тяги для перемещения грузов.

Вычислим общий КПД механизма :

 где

- КПД барабана;

- КПД компенсирующей муфты;

- КПД тихоходной ступени редуктора ;

- КПД быстроходной ступени редуктора ;

 - КПД упругой муфты,

Потребная мощность двигателя:

.

Подберем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором и стандартным значением мощности не меньше.

Определим необходимое передаточное отношение редуктора, в зависимости от стандартных значений частоты вращения вала двигателя по формуле:

.

Результаты расчетов сведем в табл. 1.

Табл. 1.Передаточное отношение редуктора

750100015003000
8,9711,9617,9435,88

Так как значение передаточного числа рекомендуется брать от 15 до20, то выберем  и соответствующие ему значение . Выберем двигатель 4А132M4У3 ГОСТ 15543-70. Трехфазный асинхронный двигатель 4-й серии с высотой вращения оси 132(мм), с установочными размерами по длине станины «M», четырехполюсный. Климатического исполнения «У», категории 3.

Схема двигателя приведена на рисунке 1.

Рис.1 Схема двигателя

Мощность данного двигателя регламентирована ГОСТ 13267-73,габаритные, установочные и присоединительные размеры ГОСТ-18709-73.[6]

Номинальное значение частоты вращения данного двигателя отличается от стандартного значения 1500 и составляет . Пересчитаем потребное значение передаточного отношения редуктора:

 

.2Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Разделим наше передаточное отношение по ступеням и определим его значения на валах. Результату расчетов сведем в табл. 2.

Табл. 2.Частоты вращения валов

	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень

Зная частоты вращения валов, определим вращающие моменты на валах:

- вращающий момент на тихоходном валу

- вращающий момент на промежуточном валу

- вращающий момент на быстроходном валу

2. Расчет зубчатой передачи

Зубчатая передача - это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передаёт или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

При расчете зубчатой передачи необходимо выполнения следующих условий:

·        Межосевые расстояния для каждой ступени должны быть равны

·        Величина межосевого расстояния должна быть целой и кратной 5.

Допускается , что б относительное отклонение контактного напряжения  находилось в пределах -5 ≤ т.е. нагрузка не должна быть больше 5%,а перегрузка-3% [ 7,с.40]

2.1 Выбор материала зубчатых колес

Материал для зубчатых колес выбирают по критериям:

¨       твердость;

¨       вид термообработки;

¨       экономические показатели;

¨       минимальную обработку;

¨       хорошую обрабатываемость

Для зубчатых колёс наиболее подходящими будут стали - 40Х, 40ХН, 30ХГСА. При расчетах возможно незначительное изменение твёрдости материала. Для колеса выбираем материал сталь 40Х, твёрдость 45…55 HRC,. Твердость сердцевины НВ не менее 200.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Результаты расчета зубчатой передачи сведены в таблицы (Табл. 3 - Табл. 9) [7].

Табл. 3

Исходные данные
Наименование параметра		Обозначение	Быстроходная ступень коническая		Тихоходная ступень цилиндрическая
Мощность передачи Р, кВт		Р	9,1		8,61
Передаточное число		U	3,81		4,59
Частота вращения, мин-1		n	1458		382
			334		80
Срок службы, ч		Lh	17500
Режим работы			постоянный
Тмах/Тном			2,2
Угол зацепления, град			0°
Степень точности			8-B
Заготовка	Шестерня		поковка
	Колесо		поковка
Марка стали	Шестерня		40Х
	Колесо
Термообработка	Шестерня		Закалка ТВЧ
	Колесо
Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC	Шестерня	HB	55	55
	Колесо		50	50
Смещение	Шестерня	x	0
	Колесо
Количество зубьев	Шестерня	Z	22		22
	Колесо		84		102

Табл. 4

Определение допускаемых контактных напряжений
Наименование параметра	Обозначение	Формула		Значения для ступени
				Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Количество нагружений за один оборот	с		Ш	1	1
			К	1	1
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн.	Nk	Nk=60∙c∙n∙Lh	Ш	1530,9	400,9
			К	401,8	87,5
Базовое число циклов, млн.	NHB	NHB=30∙(HB)2.4	Ш	108	108
			К	85,9	85.9
Показатель степени	m	т.к. Nk> NHB	Ш	20	20
			К	20	20
Коэффициент долговечности	ZN	ZN=Ш0.880.94
			К	0.93	1
Коэффициент запаса прочности	SH	для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев	Ш	1.2	1.2
			К	1.2	1.2
Предел контактной выносливости, МПа	σHlim	σHlim=17HRC+200	Ш	1135	1135
			К	1050	1050
Допускаемое контактное напряжение, МПа	[σ]H	Ш746797
			К	725	787
Принятое				812 787

Табл. 5

Определение делительного диаметра и модуля
Наименование параметра		Обозначение	Формула (источник)	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий		KHβ	ГОСТ 21354-87	1,09	1,05
Вспомогательный коэффициент		Kd	Для прямозубых передач Kd =770	1013	770
Коэффициент ширины венца		Кве	Кве ≤0,3	0,2	--
Относительная ширина венца		Ψbd	Для проектировоч-ного расчета	--	0,4
Крутящий момент на шестерне, Hм		T	60,8218,53
Расчетный делительный диаметр, мм		dW	59,880,2
Модуль, мм	Расчетный	m	2,33,34
	Принятый	m	ГОСТ 9563-60	4	3
Внешний делительный диаметр, мм	Шестерня	dе	dе=me z	72	--
	Колесо			276	--
Делительный диаметр, мм	Шестерня	dW	--75
	Колесо			--	345
Внешнее конусное расстояние, мм		Re	Re=0.5mz	141,83
Межосевое расстояние, мм		aW	--210
Ширина зубчатого венца, мм	Расчетная	b	b=R ekbe	6,5	--
	Принятая
				10
Ширина венца, мм	Расчетная	bW	--28,8
	Принятая			--	28

Табл. 6

Определение допускаемых напряжений  для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб
Наименование параметра	Формула		Значения для ступени
				Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Количество циклов нагружения.	Nk	Nk=60∙c∙n∙Lh	Ш К	1530,9	400,9
				401,8	87,5
Базовое число циклов.	NFβ	Для обоих колес:	Ш К	4	4

Показатель степени           m             Для данного вида термообработки Ш

К2020
Коэффициент долговечности	YN	Ш11
			К	1	1
Коэффициент, учитывающий размеры колеса	Yx	Ш1.041.04
			К	1.02	1.01
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки	Yk	Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то:	Ш К	1	1
Коэффициент запаса прочности	SF	По табл.2.4 [6]	Ш К	1.7	1.7
Предел выносливости при изгибе, МПа	σFlim0	По табл.2.4 [6]	Ш К	580	580
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа	[σF]	Ш355,2355,0
			К	346,5	343,5
Предел выносливости при изгибе, МПа	σFlimmax	По табл.2.4 [6]	Ш К	2200	2200
Коэффициент запаса прочности	SFmax	ГОСТ 21354-87	Ш К	1.75	1.75
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа	[σF]max	Ш13091308
			К	1277	1266

Табл. 7 Проверочный расчет на контактную выносливость

Проверочный расчет на контактную выносливость
Наименование параметра	Обозначение	Формула (источник)	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий              

-

0.87
Окружная скорость, м/с	V	5,011.5

Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс       g₀для модуля до m=4

ГОСТ 21354-876,105,6
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм	WHV	40,797,94
Окружная сила, Н	Ft	18525827
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку	KHV	1.551.04
Относительная ширина венца	Ψbd	0.260.33
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий	KHβ	ГОСТ 21354-87	1.31	1.04
Коэффициент нагрузки	KН	2,231.08
Действующее контактное напряжение, МПа	826788
Сравнение с допускаемым, %	1,70,2

Табл. 8 Определение действующих напряжений для расчета на изгиб

Определение действующих напряжений для расчета на изгиб
Наименование параметра	Обозначение	Формула		Значения для ступени
				Быстроходная ступень	Тихоходная ступень

Число зубьев эквивалентных колес              Z_v                  Ш18,61

--
			К	271,03
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений	YFS	Ш5,024,00
			К	4,22	3.58

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий              K_Fβ                       

-

1.03

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку               K_FV          

.55

1.04
Коэффициент нагрузки	KF	--1.07
Действующее изгибное напряжение, МПа	[σF]	Ш261298
			К	220	267
Сравнение с допускаемым	Ш-26,5-16,1
			К	-36,5	-22,3

Определение геометрических и других параметров колеса и шестерни(Табл. 9).

Все значения линейных размеров приведем в миллиметрах.

Табл. 9 Определение геометрических и других параметров колеса и шестерни

Название	Формула	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Внешний делительный диаметр шестерни, мм	de1	72	-
Внешний делительный диаметр колеса, мм	de2	276	-
Внешняя высота зуба, мм	he=2,2me	8,8	-
Внешняя высота головки зуба, мм	hae1,2=me	4	-
Внешняя высота ножки зуба, мм	hfe1,2= he- hae1,2	4,8	-
Внешний диаметр вершин зубьев шестерни, мм	79,73-
Внешний диаметр вершин зубьев колеса, мм	278.03-
Межосевой угол, град	90-
Углы делительных конусов шестерни, град	14,71-
Углы делительных конусов колеса, град	75,29-
Делительный диаметр шестерни	75
Делительный диаметр колеса	345
Диаметр вершин шестерни	81
Диаметр вершин колеса	351
Диаметр впадин шестерни	67,5
Диаметр впадин колеса	337,5

3. Составление компоновочной схемы редуктора

Рис. 2 Вал

Вал (Рис. 2) - деталь машины, предназначенная для передачи крутящего момента и восприятия действующих сил со стороны расположенных на нём деталей и опор.

3.1 Проектировочный расчет валов

Определим диаметры валов из расчета только на кручение по следующей формуле:

, где

 - момент сопротивления круглого сечения при кручении.

Значение условного допускаемого напряжения выбирают из диапазона [8],

·        диаметр быстроходного вала:  примем  для соединения вала с муфтой;

·        диаметр промежуточного вала:  примем  для крепления подшипника на валу;

·        диаметр тихоходного вала:  примем  для соединения вала с муфтой.

После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы. Ступенчатая форма вала позволяет свободно передвигать каждую деталь вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении.

Определим, шестерня устанавливается или нарезается на валу [7 cт.45].

В тех случаях ,когда разность в диаметральных размерах между шестерней и валом мала (d_a<2d) зубья нарезают непосредственно на валу.

На быстроходном валу:

 мм,

На промежуточном валу:

 мм,

Разница между диаметрами впадин зубьев шестерен и диаметрами валов позволяет соединить их при помощи шпоночного соединения.

3.2 Предварительный выбор типа и схемы установки подшипников

Выбирая подшипники, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники, обеспечивающие необходимые требования.

Опоры выполняем с простейшим осевым креплением. Один подшипник предотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой - в другом. Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.

Для расчета подшипников и других деталей редуктора необходимо создать схематическое изображение редуктора. Схема предоставлена на рис. 3. Она позволяет определить размеры между центрами подшипников и середин зубчатых венцов. редуктор подшипник вал передаточный

Рис. 3

В первом приближении выберем подшипники, подходящие по диаметру вала:

·        на быстроходный вал подшипники средней серии;

·        на промежуточный - средней;

·        на выходной - средней.

При дальнейших расчетах нагрузки, действующей на них, будем подбирать наиболее оптимальные подшипники, удовлетворяющие всем условиям.

Так как в конструкции редуктора используются цилиндрическая прямозубая передача и коническая, то основными нагрузками, действующими на подшипники, будут радиальные силы и окружные силы.

Поэтому выберем шариковые радиальные однорядные подшипники на выходном валу, а на входном и промежуточном шариковые радиально-упорные однорядные подшипники [ 1, т.2]:

·        на быстроходный вал 206 ГОСТ 8338-75,

·        на промежуточный вал 306 ГОСТ 831-75,

·        на тихоходный вал ГОСТ 310 ГОСТ 831-75

Выбор муфт

Муфты подбираются по диаметру вала и расчетному значению вращающего момента, который для каждого типа муфт определяется по определенной формуле.

Подбор упругой муфты

Назначение упругих муфт - снижение ударной нагрузки и предотвращение опасных колебаний. Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного положения валов.

Рис. 4 Упругая муфта

С помощью упругих муфт можно предотвратить возможность появления резонансных колебаний. Упругая муфта состоит из двух полумуфт и упругих элементов.

Значение вращающего момента для подбора муфты Т=60,8 Нм

Выбираем упругую муфту(Рис. 4) , с торообразной выпуклой оболочкой по ГОСТ 20884-82.[2] так как она хорошо демпфирует толчки и вибрации, удобна в монтаже, демонтаже и замене упругого элемента.

Муфту выберем с диаметром под вал d=38 мм для соединения с быстроходным валом.[2].

Табл.10 Параметры упругой муфты

Наименование муфты	Станд. момент, Н∙м	Расчетный момент, Н∙м	Габариты (диаметр, длина), мм	Допуск. осевое. смещение	Доп. угловое смещ-е, град.	Предел. частота вращения
С торообразной оболочкой	315	60,8	250/215	2,5	10,30/	1980

Подбор компенсирующей муфты

Компенсирующие муфты предназначены для соединения валов с небольшими взаимными смещениями осей, связанными с неточностями изготовления, монтажа и упругими деформациями.

Компенсирующая муфта обеспечивает компенсацию смещений соединяемых валов.

Рис. 5 Компенсирующая муфта

Значение вращающего момента для подбора муфты Т=953.33 Нм

Выбираем компенсирующую дисковую полужесткую муфту (Рис. 5) ГОСТ 26455-85 [2]:

Табл.11 Параметры компенсирующей муфты

Наименование муфты	Станд. момент, Н∙м	Расчетный момент, Н∙м	Габариты (диаметр, длина), мм	Допуск. радиал. смещение	Доп. угловое смещ-е, град.	Предел. частота вращения
Компенсирующая	1000	953.33	235/180	1	1	6000

3.3 Конструирование элементов передачи

При компоновке редуктора пользуемся рекомендации приведенными в [7, глава 14,ст.242]. Линейные и диаметральные размеры участков всех валов, расстояния между элементами редуктора представлены в таблице 12

Табл. 12 Размеры элементов редуктора

Наименование параметра	Обозначение	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Диаметр вала под муфту	17-45
Длина участка под муфту	l	60	-	120
Диаметр под уплотнение	17-45
Длина под уплотнение	l3=(0,4…0,7)d1	8	-	20
Диаметр под подшипник	40-50
Диаметр заплечиков	373354

Для данного редуктора выберем манжетные армированные контактные уплотнения из специальной синтетической маслостойкой резины (севанита) ГОСТ 8752-79.

b₃=(0.07-0.1)d₅-толщина торца, где d₅-диаметр вала по длине шестерни увеличенный на 2 мм. Диаметр торца подбираем в зависимости от диаметра ступицы.

D_ст=(1,5-1,7) d₅-диаметр ступицы [2]

L_ст=(0,7-1,8) d₅- толщина ступицы

4. Расчет подшипников качения на заданный ресурс

Рис. 6 Подшипники

Подшипники уже были предварительно выбраны по диаметру вала (см. пункт 3.2), поэтому проводимые ниже расчеты сводятся к проверке выбранного подшипника и уточнению его типа, диаметра и серии. Выбор подшипника по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы [1,ст.126, табл.68-71]

 = 17500 ч ─ требуемый ресурс.

Расчетный ресурс:

,

где С_r - радиальная грузоподъемность, берется из каталога;

n-частота вращения кольца;

- коэффициент, учитывающий надежность подшипника, принимаем =1 [1, стр.122 табл.68];,

 - коэффициент, учитывающий качество материала подшипника, смазку и условия эксплуатации, для шарикоподшипников =0,7…0,8, принимаем =0,75[1, стр.129 табл.70];;

k ─ показатель степени, который для шарикоподшипников k=3;

F ─ эквивалентная нагрузка, Н:

,

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления нагрузки V = 1;

Сравниваем отношение F_a/F_r с коэффициентом е и окончательно принимаем значение коэффициентов X и Y при F_a/F_r меньше е, то принимаем:

X=1 - коэффициент радиальной нагрузки; X=1 - для шариковых упорных и радиально-упорных подшипников [1,ст.127];

при F_a/F_r больше е, то принимаем:

 

X=0,41, Y=0,87

- радиальная нагрузка на подшипник, Н, выбирается как большая из реакций в опорах;

Y - коэффициент осевой нагрузки;Y=0 - для радиальных однорядных подшипников [1];

- осевая нагрузка на подшипник, Н;

─ коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, принимаем =1,3 [1, стр.127 табл.69];

─ температурный коэффициент, принимаем =1 при t<125º;

Подбираем подшипник исходя из условия: L_h<L_p .

Проведем проверочный расчет подшипников. Расчеты сведем в таблицу 12.

Табл.12Проверочный расчет подшипников

Наименование параметра	Обозначение	Быстро-ходный вал	Проме-жуточный вал	Тихоход-ный вал
Эквивалентная динамическая нагрузка	F	1478.83	7213.094
Динамическая грузоподъемность	С	32600	47000	61800
Частота вращения	n	1458	382	82.35
Расчетный ресурс	91843.9541988.388582.02

Из таблицы 12 видно, что подшипники на быстроходном, тихоходном и промежуточном валах выдерживают заданный ресурс.

5. Проверочный расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

Основные нагрузки на валы создают силы, действующие в зубчатом зацеплении. На вал действуют окружная, радиальная силы и сила от действия муфты. При определении направления сил следует учитывать, что на ведомом колесе окружная сила является движущей и направлена в сторону вращения. На ведущей шестерне окружная сила является реакцией со стороны ведомого колеса и направлена в сторону, противоположную вращению. Радиальное усилие направлено от полюса зацепления к оси вращения. Силу, которую создает муфта необходимо приложить в месте, где она может иметь наибольшее влияние.

Расчетной схемой для вала, опирающегося на подшипники, является балка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные и силы трения) рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, что коэффициент трения в зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированным поверхностям зубьев и хорошей смазки.

Отметим тот факт, что одна из опор выполняется фиксирующей, а вторая - плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления и температурные деформации

Для определения опасных участков и концентраторов напряжений в таблицах 13 -15 приведены расчетные схемы и эскизы валов.[4. Стр. 129]

Табл. 13 - быстроходный вал.

Схема
Вал	Разм.	Формула	Результат
a	мм		73
b			81
c			11
dэ		dэ=0.75D	135
M	Нмм	5.35
Ft	Н	1870.7
Fr		660.71
Fa		164.74
Fm		90.07
RAB		23.67
RAГ		-82.82
RBB		-684.4
RBГ		2043.59
RA		86.14
RB		2155.06

Табл. 14 - промежуточный вал.

Схема
Вал	Разм.	Формула	Результат
a	мм		15
b			29.1
c			56.1
M	Нмм	75.52
Ft	Н	1308.56
Fr		121.92
Fa		452.2
RAB		-316
RAГ		4375.7
RBB		1659.98
RBГ		2583,73
RA		2000.66
RB		5152.21

Табл. 15 - тихоходный вал

Схема
Вал	Разм.	Формула	Результат
a	мм		72.5
b			61
c			73
dэ		dэ=0.75D	135
Ft	Н	5526,5
Fr		2011.48
Fm		1412,34
RAB		922
RAГ		1759,52
RBB		1088.92
RBГ		5168.7
RA		1986,45
RB		5282,16

5.1 Расчет валов на статическую прочность

Вал представим как балку на двух опорах. Значения радиальной и окружной сил, действующих реакций приведены выше в таблицах 13-15.

Для проверочного расчета валов проведем вычисления. [4,ст.128]

В случае если на валу установлено коническое колесо:

изгибающий момент в вертикальной плоскости

 ;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

;

суммарный изгибающий момент

.

В случае если на валу установлено два колеса:

изгибающий момент в вертикальной плоскости

;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

;

суммарный изгибающий момент

 [7].

Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рассмотрим быстроходный вал.

 

Рис. 7 Эпюра моментов

Опасными является сечение 1 (между подшипником и колесом). Величины реакций опор нам известны из проверочного расчета подшипников. Выполним проверку вала на прочность в этих сечениях.

Сечение №1

изгибающий момент в вертикальной плоскости

;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

суммарный изгибающий момент

;

 Н∙мм. - максимальное значение изгибающего момента, возникающее в момент пуска двигателя.

Крутящий момент

 Н∙м.

Рассчитаем вал на статическую прочность и сверим результат:

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=17-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала Сталь 40Х, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

Сечение №2

 Н∙мм;

суммарный изгибающий момент

 Н∙мм;

 Н∙мм.

Крутящий момент

 Н∙м.

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=17-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала СТ45, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

 

Рассмотрим промежуточный вал.

 

Рис.8 Эпюра моментов

Опасными являются сечения 1 (под колесом) и 2 (под шестерней). Выполним проверку вала на прочность в этих сечениях.

Сечение №1

изгибающий момент в вертикальной плоскости,

 

изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

 

суммарный изгибающий момент, Н∙м

;

 Н∙мм.

Крутящий момент

 Н∙м.

Сделаем проверку на статическую прочность:

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=25-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала Саль 40Х, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

Сечение №2

изгибающий момент в вертикальной плоскости

 

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

 

суммарный изгибающий момент,

;

 Н∙мм.

Крутящий момент

 Н∙м.

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=25-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала Саль 40Х, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

 

Рассмотрим тихоходный вал.

Опасными являются сечения 1 (под шестерней) и 2 (под подшипником между муфтой и колесом). Величины реакций опор нам известны из проверочного расчета подшипников. Выполним проверку вала на прочность в этих сечениях.

Рис.9 Эпюра моментов

Сечение №1

изгибающий момент в вертикальной плоскости

;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

суммарный изгибающий момент

;

 Н∙мм.

Крутящий момент

 Н∙м.

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=45-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала СТ45, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

Сечение №2

 Н∙мм;

суммарный изгибающий момент, Н∙мм

 Н∙мм;

 Н∙мм.

Крутящий момент

 Н∙м.

.где:

α₀=0,5…0,9-коэффициент полноты сечения, принимаем α₀=0,65

d=40-диаметр вала

Допускаемое напряжение для материала вала СТ45, имеющего предел текучести  МПа,

.мПа; где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

Сравним с допускаемым:

- условие выполняется, вал пригоден для работы.

 

5.2 Расчет валов на сопротивление усталости

Расчет на сопротивление усталости проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. Проведем расчет промежуточного вала на усталостную прочность. Концентраторами напряжений являются галтель и шпонка. При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяется по формуле

, где

 - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

 - коэффициент запаса по касательным напряжениям;

 - предел выносливости материала при изгибе;

 - предел выносливости материала при кручении;

 - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

 - амплитудные напряжения;

 - средние значения напряжений.

Напряжения кручения изменяются пропорционально изменению нагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации, тогда расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а цикл напряжений принимают симметричным для напряжений изгиба и отнулевым для напряжений кручения.

 - суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределу выносливости детали;

 - коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения;

 - коэффициент влияния шероховатости поверхности;

 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Механические характеристики Стали 45:

 МПа,  МПа,  МПа,  МПа;

коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений

,  [4, ст.120].

Проведем расчет промежуточного вала на усталостную прочность

[4.стр.129].Коэффициенты в формулах выбираются в зависимости от концентратора напряжений.

Табл.16 Проверка на усталостную прочность

коэффициенты	Проверка с галтелью	Проверка со шпонкой
, Н∙мм180000180000
Т, Н∙мм	218530	218530
d,мм	35	35
, МПа250250
, МПа150150
, МПа
Продолжение таб.16
, МПа
w
0,860,86
11
1.41,75
1.31.4

Условие прочности удовлетворяется

Условие прочности удовлетворяется

 

6. Расчет шпоночных соединений

Шпонка (Рис. 10) - деталь, предназначенная для передачи крутящего момента между валом и установленной на нем детали (зубчатое колесо, полумуфта).

Основным расчетом для шпонок является расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки. Высота (h) и ширина (b) подобраны таким образом чтобы при расчете на смятие шпонку не нужно было бы рассчитывать на срез (ГОСТ 23360-78)[ т.2,стр.809]

Рис. 10

расчетная длина шпонки равна:

, где

Т - вращающий момент на валу;

 - допускаемое напряжение смятия;

- предел текучести материала шпонки;

d-диаметр вала;

k=h-t₁ -высота шпонки

Материалом шпонок назначим Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

МПа-рекомендована для шпонок

Определим расчетную длину шпонок для различных сопрягаемых с валом элементов, результаты расчета занесем в табл. 14.

Таблица 14. Подбор стандартных шпонок

Сопрягаемый элемент	d, мм	Стандартные bxh	Длина, мм			Обозначение
			Стандартная (диапазон)	Расчетная	Принятая
Упругая полумуфта	17	5x5	10,79	14	Шпонка  5х5х14 ГОСТ 23360-78
Колесо быстроходной ступени	25	8x7	18-90	24,97	25	Шпонка 8x7x25 ГОСТ 23360-78
Колесо тихоходной ступени	45	12х8	28-140	52,96	2x28	Шпонка  12х8х28 ГОСТ 23360-78
Компенсирующая полумуфта	45	12х8	28-140	52,96	56	Шпонка  12х8х56 ГОСТ 23360-78

 

7. Расчет и конструирование элементов корпусных деталей и крышек подшипников

Корпусные детали предназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, защиты рабочих поверхностей зубчатых колес и подшипников от взвешенных инородных частиц окружающей среды, защиты от выброса масла в окружающую среду при работе редуктора, отвода теплоты, а также для размещения масляной ванны.

Корпус редуктора состоит из собственно корпуса и крышки, которые отливаются из чугуна. Основными элементами корпуса являются его стенки, лапы, фланец корпуса, прилегающая к фланцу крышка и гнезда для подшипников с ребрами жесткости. В нижней части корпуса имеется резьба для маслоспускной пробки. Предусмотрен также прилив для маслоуказателя. Чтобы загрязненное масло сливалось полностью, дну корпуса придают уклон.

В крышке предусмотрен люк, размеры которого достаточны для осмотра передач. Люк закрыт стальной крышкой, которая крепится болтами. В крышке установлена отдушина, через которую из редуктора выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Крепление крышки к корпусу производят болтами.

Для транспортировки корпусных деталей и редуктора в сборе его крышка снабжена подъемными ушами.

Для корпуса характерны гладкие очертания. Необходимо учитывать особенности механической обработки после литья. Плоские поверхности (стыковые поверхности фланцев корпуса и крышки, торцовые поверхности подшипниковых гнезд, участки под головки болтов и др.) обрабатываются фрезерованием. Предусмотрены отверстия под два штифта по диагонали, которые сверлятся после соединения корпуса и крышки. Штифты предназначены для фиксации перед расточкой отверстий.

Габаритные размеры корпусных деталей выясняются при компоновке редуктора, они в основном определяются типом, размерами и относительным расположением деталей передачи.[3,табл.17.1]

Минимальная толщина стенки определяется условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Приведенный габаритный размер

В зависимости от приведенного габаритного размера выбираем толщину стенок δ=8 [3, рис.17.1].

Максимальный крутящий момент:

Результаты расчетов сведем в таблицу 17.

Табл.17 Расчет элементов корпусных деталей

Элемент	Формула	Значение
Толщина стенки корпуса	Расч.6,72
		Прин.	8
Толщина стенки крышки	Расч.7,2
		Прин.	10
Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса	Расч.6,4
		Прин.	8
Толщина ребра в сопряжении со стенкой крышки	Расч.6,48
		Прин.	8
Диаметр фундаментных болтов	Расч.15,6
		Прин.	16
Диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора	Расч.12,3
		Прин.	12
Толщина фундаментных лап	Расч.24
		Прин.	24
Толщина фланца корпуса	Расч.15
		Прин.	15
Толщина фланца крышки для болта с шестигранной головкой	Расч.15,6
		Прин.	16
Толщина грузовых крюков корпуса	Расч.20
		Прин.	20
Толщина подъемных ушей крышки	Расч.25
		Прин.	25
Диметр болтов крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия	Расч.6
		Прин.	6
Диаметр прилива подшипникового гнезда для торцовой крышки	D1102,5
		D2	100
		D3	147,5
Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап	Расч.51,2
		Прин.	50
Расстояние от края фланца до оси болта	C25
		C1	16
		C1’	12
Расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки	Расч.13,5
		Прин.	14
Расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу	Расч.144
		Прин.	144
Расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу в месте приливов подшипниковых гнезд	l198
		l2	96
		l3	134
Высота центров	210
Диаметров штифтов	Расч.8.4
		Прин.	8

8. Расчет резьбовых соединений

Число фундаментальных болтов

Округляем до минимального требуемого значения [9]

При расчете группы болтов определяют нагрузку на более нагруженный болт, рассчитывают его и все остальные болты принимают такими же. Расчет ведется при следующих допущениях:

. Диаметры и сила предварительной затяжки всех болтов данной группы одинаковы.

. Соединяемые детали обладают высокой жесткостью, и ось поворота редуктора проходит через крайний ряд болтов.

. Поверхности стыка под нагрузкой остаются плоскими, следовательно, деформации и нагрузки болтов пропорциональны их расстояниям до оси поворота редуктора.

Опрокидывающий момент

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Смазочные материалы применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины. Кроме того, стабильность коэффициента трения и демпфирующие свойства слоя смазочного материала между взаимодействующими поверхностями способствуют снижению динамических нагрузок, увеличению плавности и точности работы машины.

Применим комбинированный способ смазки. Зубчатые колеса погружаются в масло, залитое в нижнюю часть корпуса (картер). А смазка подшипников качения осуществляется маслом, которое разбрызгивается зубчатой передачей. По времени - это непрерывное смазывание.

Экономичность и долговечность машины в большой степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Поэтому масло следует выбрать исходя из рекомендации справочников [5]

Тип смазки выбирается по кинематической вязкости, которая в свою очередь выбирается по графику зависимости вязкости от фактора А [8]

,

где  - действующее контактное напряжение;

 - окружная скорость.

Для быстроходной ступени ,

Для тихоходной ступени ,

Общая вязкость

Полученная вязкость при температуре 50⁰ соответствует типу масла - ИРП-150 ТУ38-101451-78 [5].

Емкость ванны для масла такова, при которой на каждый киловатт передаваемой мощности приходится 0,5 л масла. Таким образом, в картер необходимо залить масло в количестве

10. Расчет и конструирование исполнительного органа привода

Исполнительным органом привода ленточного конвейера является барабан. Барабан служит для привода ленты.

10.1 Определение параметров исполнительного органа

Выбор ленты осуществляется в зависимости от количества резинотканевых несущих слоев

, где

 - усилие в набегающей части;

 - коэффициент запаса прочности;

 - ширина ленты. Ближайшее стандартное значение [3, табл. 176];

 - допустимое усилие на разрыв одного слоя [3].

Округляем до ближайшего целого [1]

Подбираем ленту с обозначением

Лента 2Т1-400-2-ТК-100-8-2-Т-1 ГОСТ 20-85

Расчет толщины барабана

,

где  - модуль упругости. Для стали ;

 - диаметр барабана.

 

10.2 Проектировочный и проверочный расчет вала

 

Вал барабана нагружен таким же крутящим моментом, как и выходной вал редуктора. Поэтому при приближенном расчете получим то же среднее значение диаметра d=45 мм. Принимаем: диаметр входного конца вала (по муфте) 45 мм; диаметр в месте посадки подшипников 50 мм. Длины участков:

 

 - расстояние от края барабана до ребра жесткости;

- расстояние от муфты до первой опоры;

- расстояние от опор до барабана.

Приводной вал имеет большую длину и подвержен значительным прогибам под действием внешних нагрузок, поэтому подшипники должны допускать значительные перекосы. В связи с этим выбираем радиальные двухрядные сферические роликовые подшипники [1, стр.212].

№3610 ГОСТ 5721-75: d=50мм, D=110мм, В=40мм, С=150000Н, С₀=101000Н.

Расчетная схема и результаты расчета приводного вала представлены в таблице 18.

Табл.18 - Приводный вал

Схема
		Формула	Результат
Fм	Н	1412,34
S0		8250
RA		6950,85
RB		10961,49
М1	кНмм	-112,987
М2		1396,256
М3		2987,006

По данным в таблице 18 строим эпюры изгибающих моментов и крутящего момента (рис. 12).

Рис.12 - Приводный вал

Опасным является сечение 3. Проверим вал на статическую прочность (см. п. 4)

Проверим сечение 2:

,

где d= d_запл =44мм - диаметр в опасном сечении;

Вал сделан из Стали 45.

 предел текучести материала

где S=1.3…1.5- коэффициент запаса прочности

 ,

Условие статической прочности выполняется.

10.3 Проверка подшипников качения на заданный ресурс

Эквивалентная динамическая нагрузка

,

Расчетный ресурс подшипника в часах

,

- коэффициент, учитывающий надежность подшипника, принимаем =1 [1, стр.122 табл.68];,

 - коэффициент, учитывающий качество материала подшипника, смазку и условия эксплуатации, для роликовых =0,5…0,6, принимаем =0,6 [1, стр.129 табл.70];

Подшипник пригоден, поскольку расчетный ресурс больше требуемого.b

10.4 Конструирование опорных узлов и крышек подшипников

Фиксация вала осуществляется двумя сферическими двухрядными подшипниками. Выбираем из стандартных корпуса типа ШМ 80 ГОСТ 13218.1-80 и крышки торцовые Крышка 12 - 80х40 ГОСТ 18512-73.

Одну из опор выполняем фиксирующей, а вторую - плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления и температурные деформации.

11. Конструирование элементов крепления привода

Установочная плита предназначена для объединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундаменте.

Конструкция фундаментальной плиты разрабатывается на основе эскизной компоновки.

Сначала вычерчиваем контур электродвигателя, затем в соединении с валом электродвигателя муфту, контур редуктора. В результате выясняем разность высот центров осей электродвигателя и редуктора и расстояние между болтами их крепления к раме.

Рама делается литая из СЧ15.

Длина и ширина рамы берутся из чертежа, а высота рамы Н=0,12 L=160,8мм.[3]

Толщина стенки рамы будет равна толщине стенки корпуса, поскольку их материал одинаковый.

Места на раме под крепеж необходимо фрезеровать. Крепление сборочных единиц к раме выполняют болтами. Крепление рамы к фундаменту выполним фундаментными болтами М12х300 ГОСТ 24379.1-80. Расстояния между болтами l=200мм.

Выводы

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован конически- цилиндрический редуктор как составная часть привода ленточного конвейера.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, , таких как: колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.

При проектировании привода мы старались учесть все технологические и конструкторские требования и в результате получили привод, который обладает рядом преимуществ, однако имеет также недостатки. Недостатками данного привода являются большой продольный габаритный размер и относительно сложная конструкция редуктора

В качестве материала для большинства деталей мы принимали Сталь 45. Благодаря её механическим свойствам удалось:

.уменшить габаритные размеры привода;

.снизить массу установки;

.как следствие первых двух пунктов - снизить себестоимость продукции.

В связи с уменьшением массы и габаритных размеров возрастает транспортабельность привода.

Применение в качестве плиты - сварной рамы, увеличивает производительность при единичном производстве.

Список использованной литературы

1.Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3х т.- М.: Машиностроение, 1979.

.Кузьминов Ф.Ф., Пшеничных С. И. Подбор муфт. Конструкция, основы расчета. Учеб. пособие по курсовому и дипломному проектированию.- Х.: «ХАИ», 2006.- 103 с.

.Курсовое проектирование деталей машин. Под общей редакцией В. Н. Кудрявцева. Учеб. пособие для машиностроит. специал. вузов.- Л.: Машиностроение, 1984.- 400 с.

.Назин В. И. Проектирование подшипников и валов. Учебное пособие.- Х.: «ХАИ», 2004.- 220 с.

.Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие/ Курмаз Л.В.,Курмаз О.Л.-М. Высшая школа,2007.-455с.

.Справочник по электрическим машинам: В 2т./под общ. ред. И.П.Копылова и Б.К.Клокова Т1- М.:Энергоатомиздат,1988.-456с.

. Проектирование зубчатых передач

8.621 Д-38 Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова, М:.Машиностр.,1979

.Киркач Н.Ф. Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.:Высшая школа,1987