Министерство образования инауки Украины
Национальный аэрокосмический университет
им Н.Е. Жуковского
Кафедра теоретической механики и машиностроения
Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов
Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине
«Конструирование машин и механизмов»
XAИ.104.134.09В.090259.0601100.ПЗ
Выполнил: студент 134гр
КулишенкоЕ.О
Руководитель:доцент
КовезаЮ.В
Харьков 2009г.
Техническое предложение
Целью данного курсового проекта является проектирование ленточногоконвейера с коническо-цилиндрическим редуктором для перемещения штучных грузов.(см. рис. 1).
/>
Рис. 1
1- барабан;
2- компенсирующая муфта;
3- редуктор;
4- упругая муфта;
5- двигатель.
Курсовой проект является самостоятельной конструкторской работойстудента. При его выполнении закрепляются знания по курсу, развивается умениеиспользовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин,приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными иотраслевыми стандартами.
Приводом называется устройство, приводящее в движение машину илимеханизм.
Данная конструкция является приводным устройством, которое состоитиз: электродвигателя, двух муфт, редуктора, барабана.
Привод включает в себя: источник энергии – двигатель, механическуюпередачу, ленточный конвейер, муфты.
Привод конвейера осуществляется электродвигателем, так как оннаиболее компактный, удобный в эксплуатации и имеет стабильный режим работы.
Редуктор служит для понижения угловой скорости и передачи её набарабан. Мы используем зубчатый редуктор, двухступенчатый по разделенной схеме.
Для транспортировки штучных грузов служит лента, которая плотнопосажена на барабан, который приводит её в движение за счёт вращенияпередаваемого от редуктора.
Соединение редуктора с двигателем осуществляется при помощи упругоймуфты. Она обладает способностью амортизировать толчки и удары, демпфироватьколебания. Выполняет компенсирующую функцию, допуская радиальное и угловоесмещение валов. Для соединения барабана и редуктора будем использовать компенсирующуюмуфту. Она имеет высокую нагрузочную способность, способна передавать большиекрутящие моменты, а также компенсировать небольшие смещения осей соединяемыхвалов (радиальное и угловое).
Преимущества схемы
Схема технологична, проста в эксплуатации. Данная схема отличаетсяпростотой конструкции благодаря использованию редуктора развёрнутой схемы.Схема подходит для работы в различных сферах промышленности: авиастроении,авиации, пищевой и угольно-добывающей промышленности, машиностроении и т.д.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Определение параметров исполнительного органа
/>
Рис.2
Подбор ленты для транспортёра
F=F1-F2,
где F - сила тяги перемещения грузов;
F1=F2efα,
f=0,3 -коэффициент трения;
a=180°-уголохвата;
F1, F2 -разрывныесилы действующие на ленту;
efa=2,56;
α=180-угол охвата;
f=0,3-коэффициент трения.
F=1,64×F=1,64×F=1,64∙4000=6560 H.
/>
где [q]=12 м/Н — допускаемое разрывноеусилие.
/>
/>=250мм — ширина барабана;
i - число прокладок ленты;
Принимаем i=3.
Из справочника выбираем ленту: Лента 1,2-250-3-ТК-200-2-6-3,5-А-1ГОСТ 2085.Тип 1, подтип 1,2, шириной 250 мм, с тремя прокладками из ткани ТК-200-2, с рабочей обкладкой толщиной 6 мм и нерабочей 3,5 мм из резины класса А.
Рассчитаем диаметр барабана: Dб=i∙100=3∙100=300 мм.
1.2 Расчет потребной мощности и подбор электродвигателя.
Потребную мощность Pпотр определимиз соотношения:
Pпотр=F∙V=4000∙1,5= 6000(Вт),
где F - сила тяги для перемещениягрузов, Н;
V – скорость движения ленты конвейера, м/с.
Определим требуемую мощность электродвигателя Рдв:
/>
где η – КПД привода.
КПД привода определим по формуле:
η= ηI ηII ∙ηоп∙η2м=0,96∙0,95∙0,992∙0,992=0.89,
где ηI = 0,96 –КПД конической ступени;
ηII =0,95– КПД цилиндрической ступени;
ηоп = 0,992 – КПД опоры;
ηм = 0,99 – КПД муфты.
Подставим полученное численное значение η в выражение:
/>
С учетом расчетной мощности Pдв изсправочника [3] выбираем двигатель, номинальная мощность которого должна бытьравна или больше расчетной мощности двигателя, т.е. принимаем Pдв равным 7,5 кВт.
Частота вращения приводного вала:
/> мин-1
где />– диаметр барабана, мм.
Передаточное отношение редуктора, в зависимости от стандартныхзначений частоты вращения вала двигателя находим из соотношения: i=nдв/nп, где nдв –синхронная частота вращения двигателя, мин-1; nп – частота вращения приводноговала. Результаты вычислений сводим в таблицу 1:
Таблица 1P, кВт
пдв синхр, мин-1 i 7,5 750 7,8 7,5 1000 10,4 7,5 1500 15,6 7,5 3000 31,4
Принимаем двигатель которому соответствует передаточное число />и частотой nдв=1500 мин-1.
Выбираем двигатель 4АМ132S4У3 ГОСТ1553-70. Трехфазный асинхронный двигатель 4-й серии с высотой вращения оси 132(мм),с установочными размерами по длине станины S, 4-хполосный. Климатического исполнения У (для районов умеренного климата),категории 3.
Габаритные размеры: l30 = 435мм,h31 = 285мм, d30 = 246мм.
Присоединительные размеры выбранного двигателя: l10=140 мм, l31=89мм, d1=38 мм, d10=12 мм, b10=216 мм,h=132 мм.
1.3 Определение частотвращения и вращающих моментов на валах
Зная передаточное отношения всего редуктора, определим передаточноеотношения каждой ступени.
Номинальная частота вращения асинхронного электродвигателя
nдв=1455 мин-1.
С учетом этого
/>Распределяем передаточное отношение по ступеням
/>
где /> - передаточное отношениепервой ступени;
/> -передаточное отношение второй ступени.
Рассмотрим быстроходную и тихоходную ступени.
nпром = nдв / /> = 1455/3,54=411,02(мин-1);
nтих = nпром / /> =411,02/4,28=96,03 (мин-1);
Рбыстр= Рдв∙ηм = 6,7∙0,99= 6,63 (кВт);
Ртих= Рбыстр∙ηI = 6,63∙0,96= 6,37 (кВт),
где ηм – КПД упругой муфты;
ηI– КПД быстроходнойступени;
Рбыстр – мощность быстроходной ступени, кВт;
Ртих– мощность тихоходной ступени, кВт.
Вращающий момент на быстроходном валу:
/>Нм.
Вращающий момент на тихоходном валу определяем по формуле:
/>Нм.
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 Выбор материала зубчатых колёс
Материал зубчатых колес выбирается понеобходимой твердости, прочности и возможности термообработки. От выбранногоматериала зависят размеры, масса, технологичность, а так же стоимостьизготовления. Оптимальными материалами являются легированные стали 40Х, 40ХН,30ХГСА. Выберем сталь марки 30ХГСА ГОСТ 4543-71 с закалкой токами высокойчастоты.
2.2.Силовой расчет зубчатых передач.
Исходные данные и результаты расчетовсводим в таблицы.
Табл. 3Исходные данные Наименование параметра Обозначение Быстроходная ступень Тихоходная ступень Мощность, кВт P 6.63 6.37 Передаточное число U 3 5
Частота вращения, мин-1 n 1455 485 485 97 Срок службы, ч Lh 25000 Режим работы постоянный
Тмах/Тном 2.2 Угол зацепления, град 20° Степень точности 7-B Заготовка Шестерня поковка Колесо поковка Марка стали Шестерня 30ХГСА Колесо Термообработка Шестерня Закалка ТВЧ Колесо Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC Шестерня HB 50 54 Колесо 47 49 Смещение Шестерня x Колесо Количество зубьев Шестерня Z 20 20 Колесо 60 100
Результаты расчета конической зубчатой передачи сведены в таблицы(Табл. 4 – Табл. 10).
Табл. 4Определение допускаемых контактных напряжений Наименование параметра Обозначение Формула Значения Количество нагружений за один оборот с Ш 1 К 1 Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш
2.183∙109 К
7.275∙108 Базовое число циклов, млн.
NHB
NHB=30∙(HB)2.4 Ш
8.59∙107 К
7.405∙107 Показатель степени m
т.к. Nk> NHB Ш 20 К 20 Коэффициент долговечности
ZN
ZN=/> Ш 0.851 К 0.892 Коэффициент запаса прочности
SH для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев Ш 1.2 К 1.2 Предел контактной выносливости, МПа
σHlim
σHlim=17HRC+200 Ш 1050 К 999 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[σ]H
/> Ш 670 К 668 Принимаем
[σ]H 668
Табл. 5Определение делительного диаметра и модуля Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения Вспомогательный коэффициент
/>
/> 0.28 Вспомогательный коэффициент
Kd
Для прямозубых передач Kd =1013 1013 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHβ ГОСТ 21354-87 1.439 Коэффициент скорости
KHV приближенно 1.1 Коэффициент нагрузки
KH
/> 1.583 Крутящий момент на шестерне, Hм T
/> 43.5 Делительный диаметр на торце, мм
/>
/> 64.23 Модуль на торце, мм Расчетный
/>
/> 3.21 Принятый
/> ГОСТ 9563-60 4 Внешний делительный диаметр, мм Шестерня
/>
/> 80 Колесо 240 Средний делительный диаметр, мм Шестерня
/>
/> 70 Колесо 211 Число зубьев плоского колеса
/>
/> 63.246 Внешнее конусное расстояние, мм
/>
/> 126.49 Ширина венца, мм Расчетная
/>
/> 35.42 Принятая 30 Вспомогательный коэффициент
/>
/> 0.237
Табл. 6Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб Наименование параметра Обозначение Формула Значения Количество циклов нагружения. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш
2.183∙109 К
7.275∙108 Базовое число циклов.
NFβ Для обоих колес: Ш
4∙106 К Показатель степени m
Для данного вида термообработки /> Ш 9 К Коэффициент долговечности
YN
/> Ш 1 К 1 Коэффициент, учитывающий размеры колеса
Yx
/> Ш 1.044 К 1.020 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки
Yk Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: Ш 1 К Коэффициент запаса прочности
SF По табл.2.4 [6] Ш 1.7 К Предел выносливости при изгибе, МПа
σFlim0 По табл.2.4 [6] Ш 580 К Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[σF]
/> Ш 355 К 348 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[σ]H
/> Ш 670 К 668 Предел выносливости при изгибе, МПа
σFlim0 По табл.2.4 [6] Ш 1800 К Коэффициент запаса прочности
SFmax ГОСТ 21354-87 Ш 1.75 К Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[σF]max
/> Ш 1070 К 1049
Табл. 7Проверочный расчет на контактную выносливость Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
/> для эвольвентного зацепления 2.5
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5
/> для сталей 190 Коэффициент торцового перекрытия
/>
/> 1.667 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
/>
/> 0.882 Окружная скорость, м/с V
/> 6.095 Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля
/> без модификации ГОСТ 21354-87 0.14 Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс
/>g0
для модуля до m=3.55
ГОСТ 21354-87 5.3 Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
WHV
/> 38.885 Окружная сила, Н
Ft
/> 1243 Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку
KHV
/> 1.938 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHβ ГОСТ 21354-87 1.35 Коэффициент нагрузки
KH
/> 2.617 Действующее контактное напряжение, МПа
/>
/> 663 Сравнение с допускаемым, %
/>
/>/> -0.76
Табл. 8Определение действующих напряжений для расчета на изгиб /> Наименование параметра Обозначение Формула Значения /> Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
YFS
/> Ш 4.915 /> К 4.247 /> Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KFβ
/> 1.359 /> /> Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку
KFV
/> 1.938 /> /> Коэффициент нагрузки
KF
/> 2.634 /> /> Действующее изгибное напряжение, МПа
[σF]
/> Ш 355 /> К 348 /> Сравнение с допускаемым
/>
/>/> Ш -48 /> К -47 />
Табл. 9Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки Наименование параметра Обозначение Формула Значения Действующее максимальное контактное напряжение, МПа
/>
/> 991 Сравнение с допускаемым, %
/>
/>/> -52 Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа
/>
/> 402 Сравнение с допускаемым, %
/>
/> -62
Результаты расчета цилиндрической зубчатой передачи сведены втаблицы (Табл. 10 – Табл. 15).
Табл. 10Определение допускаемых контактных напряжений Наименование параметра Обозначение Формула Значения Количество нагружений за один оборот с Ш 1 К 1 Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш
7.275∙108 К
1.455∙108 Базовое число циклов, млн.
NHB
NHB=30∙(HB)2.4 Ш
1.033∙108 К
8.184∙107 Показатель степени m
т.к. Nk> NHB Ш 20 К 20 Коэффициент долговечности
ZN
ZN=/> Ш 0.907 К 0.972 Коэффициент запаса прочности
SH для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев Ш 1.2 К 1.2 Предел контактной выносливости, МПа
σHlim
σHlim=17HRC+200 Ш 1118 К 1033 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[σ]H
/> Ш 761 К 753 Принятое 753
Табл. 11Определение делительного диаметра и модуля Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHβ ГОСТ 21354-87 1.127 Вспомогательный коэффициент
Kd
Для прямозубых передач
Kd =770 770 Относительная ширина венца
Ψbd Для проектировочного расчета 0.6 Крутящий момент на шестерне, Hм T
/> 125.4 Расчетный делительный диаметр, мм
dW
/> 61.078 Модуль, мм Расчетный m
/> 3.054 Принятый m ГОСТ 9563-60 2.5 Делительный диаметр, мм Шестерня
dW
/> 50 Колесо 250 Межосевое расстояние, мм
aW
/> 150 Ширина венца, мм Расчетная
bW
/> 30 Принятая 44
Табл. 12Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб Наименование параметра Обозначение Формула Значения Количество циклов нагружения. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш
7.275∙108 К
1.455∙108 Базовое число циклов.
NFβ Для обоих колес: Ш
4∙106 К Показатель степени m
Для данного вида термообработки /> Ш 9 К Коэффициент долговечности
YN
/> Ш 1 К 1 Коэффициент, учитывающий размеры колеса
Yx
/> Ш 1.044 К 1.019 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки
Yk Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: Ш 1 К Коэффициент запаса прочности
SF По табл.2.4 [6] Ш 1.7 К Предел выносливости при изгибе, МПа
σFlim0 По табл.2.4 [6] Ш 580 К Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[σF]
/> Ш 356 К 348 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[σ]H
/> Ш 761 К 753 Предел выносливости при изгибе, МПа
σFlim0 По табл.2.4 [6] Ш 1800 К Коэффициент запаса прочности
SFmax ГОСТ 21354-87 Ш 1.75 К Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[σF]max
/> Ш 1074 К 1049
Табл. 13Проверочный расчет на контактную выносливость Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
/> для эвольвентного зацепления 2.5
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5
/> для сталей 190 Коэффициент торцового перекрытия
/>
/> 1.688 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
/>
/> 0.878 Окружная скорость, м/с V
/> 1.27 Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля
/> без модификации ГОСТ 21354-87 0.14 Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс
/>g0 для модуля до m=3.55 ГОСТ 21354-87 4.7 Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
WHV
/> 4.576 Окружная сила, Н
Ft
/> 5017 Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку
KHV
/> 1.04 Относительная ширина венца
Ψbd
/> 0.88 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHβ ГОСТ 21354-87 1.227 Коэффициент нагрузки
KН
/> 1.276 Действующее контактное напряжение, МПа
/>
/> 779 Сравнение с допускаемым, %
/>
/>/> -1.33
Табл. 14Определение действующих напряжений для расчета на изгиб /> Наименование параметра Обозначение Формула Значения /> Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
YFS
/> Ш 4.13 /> К 3.602 /> Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KFβ
/> 1.118 /> /> Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку
KFV
/> 1.276 /> /> Коэффициент нагрузки
KF
/> 1.163 /> /> Действующее изгибное напряжение, МПа
[σF]
/> Ш 219 /> К 191 /> Сравнение с допускаемым
/>
/>/> Ш -38 /> К -45 />
Табл. 15Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки Наименование параметра Обозначение Формула Значения Действующее максимальное контактное напряжение, МПа
/>
/> 1156 Сравнение с допускаемым, %
/>
/>/> -46 Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа
/>
/> 482 420 Сравнение с допускаемым, %
/>
/> -55 -65
Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. Прирасчете на контактную прочность недогрузка составляет -0.76% и -1.33% длябыстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные имаксимальные напряжения недогрузка колес более 50%. Это свидетельствует о том,что при увеличении изгибной и максимальной нагрузки даже на 50% не приведет квыходу из строя зубчатой передачи.
ленточный конвейер штучный груз
3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
3.1 Проектировочные расчеты валов
Определим диаметры валов из расчета толькона кручение по следующей формуле:
/>
/>-допускаемое касательное напряжение при кручении;
Т — вращающий момент на валу;
d – диаметр вала.
Для валов редукторов общего машиностроения условное допускаемоенапряжение принимают из диапазона />МПа, мы примем его равным 40 МПа[7].
Определяем диаметр оси из условия изгибной прочности:
/>
Где /> — максимальный изгибающий момент;
/> -допускаемое напряжение;
/> -коэффициент полноты сечения />.
Расчеты диаметров валов и осей занесены в таблицу 10.
Таблица 10Диаметр быстроходного вала
/>(мм)
принимаем />(мм) Диаметр промежуточного вала
/>(мм)
принимаем />(мм) Диаметр тихоходного вала
/>(мм)
принимаем />(мм)
После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию,т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы.Ступенчатая форма вала должна позволять свободно передвигаться каждой деталивдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочномместе в осевом направлении.
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
При выборе подшипников, на первом этапе конструирования редуктораисходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно суточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузкиподшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболеерационально подшипники.
Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники. Этот тип восновном предназначен для восприятия радиальных нагрузок, но может восприниматьи осевые нагрузки.
Опоры выполняем с простейшим осевым креплением. Один подшипникпредотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой – в другом.Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксироватьвал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворотколец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.
На быстроходный вал, в первом приближении, выбираем подшипник изтяжёлой серии:
405 ГОСТ 8338-75;
На промежуточный и тихоходный валы выбираем подшипник изтяжёлой и лёгкой серии:
на промежуточный:
407 ГОСТ 8338-75;
на тихоходный:
214 ГОСТ 8338-75.
3.3 Составление компоновочной схемы
/>
Рис.2 1-быстроходный вал; 2-первая ступень редуктора; 3-втораяступень редуктора; 4-тихоходный вал; 5-подшипники тихоходного вала; 6-подшипникипромежуточного вала; 7-подшипники быстроходного вала; 8-промежуточный вал
4. ВЫБОР МУФТ
Стандартизованные муфты подбираются по допускаемому вращающемумоменту и диаметру валов, так же учитываются габариты.
Основная характеристика муфты – расчетный вращающий момент />, где /> — коэффициентрежима работы.
4.1 Подбор упругой муфты
Назначение упругих муфт – снижение ударной нагрузки ипредотвращение опасных колебаний. Кроме того, упругие муфты допускают некоторуюкомпенсацию неточностей взаимного положения валов. С помощью упругих муфт можнопредотвратить возможность появления резонансных колебаний. Упругая муфтасостоит из двух полумуфт и упругих элементов.
Основными типами упругих муфт являются втулочно-пальцевая МУВП, созвездочкой и с торообразной оболочкой. Наиболее выгодной по габаритам являетсямуфта со звездочкой, ее и будем использовать.
Расчетный вращающий момент />Нм.
Характеристика муфты со звездочкой (таблица 12).
Таблица 11Наименование муфты Станд. момент Нм Расчетный момент, Нм Габариты (диаметр, длина), мм Допуск. радиал. смещение Доп. угловое смещение, град. Предел. частота вращения Со звездочкой 125 42 105/188 0,4 1 1980
Выбираем упругую со звездочкой муфту 125-30-I.2-25-I.2-УЗ ГОСТ 1408.4-76 m=2,5 мм, z=38 [7].
Диаметр одной полумуфты выбираем 30 мм(растачивается до 32 мм), чтобы обеспечить сопряжение с валом двигателя. Диаметр другойполумуфты выбираем 25 мм для сопряжения с быстроходным валом редуктора.
4.2 Подбор компенсирующей муфты
Компенсирующие муфты предназначены для соединения валов снебольшими взаимными смещениями осей, связанными с неточностями изготовления,монтажа и упругими деформациями.
Мы будем использовать компенсирующую зубчатую муфту.
Зубчатая муфта состоит из двух втулок с внешними зубьями надетых наних обойм с внутренними зубьями. Зубчатые муфты обладают существеннымидостоинствами, которые определили их широкое применение:
а) большой несущей способностью и надежностью при малых габаритахвследствие большого числа одновременно работающих зубьев;
б) допустимостью значительных частот вращения.
/>/>
Расчетный вращающий момент
/> Нм
Где />-коэффициент, учитывающий степеньответственности передачи,
/>-коэффициент, учитывающий условия работы,
/>-коэффициент углового смещения,
/>-номинальныймомент вращения.
Характеристики зубчатой муфты (таблица 13).
Таблица 12Наименов-е муфты Станд. момент, Нм Расчетный момент, Н∙м Габариты (диаметр, длина), мм Допуск. радиол. смещение Доп. угловое смещ-е, град. Предел. частота вращения Зубчатая 2500 1572 185/220 1,5 4500
Выбираем зубчатую муфту 2500-60-І.2-УЗ ГОСТ 50895-96.
5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС
Подшипники уже были предварительно выбраны по диаметру вала (см.пункт 3.2), поэтому проводимые ниже расчеты сводятся к проверке выбранногоподшипника и уточнению его типа, диаметра и серии. Выбор подшипника подинамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечностипри заданных условиях работы [4].
Стандартные подшипники выбирают подинамической грузоподъемности. Она определяется следующим образом:
/>
Где
/> - расчетный ресурс,
/> - для шариковых подшипников,
/> - коэффициент, вводимый принеобходимости повышения надежности,
/> - коэффициент, учитывающийкачество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации — дляобычных условий работы,
/> - эквивалентная нагрузка длярадиальных подшипников,
/> - радиальная нагрузка,
/> - коэффициент вращения (привращении внутреннего кольца),
/> коэффициент вращения (длясателлита),
/> - коэффициент безопасности,учитывающий характер нагрузки,
/> - температурный коэффициент (при />).
Расчетной схемой для вала, опирающегося наподшипники, является балка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные исилы трения) рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, чтокоэффициент трения в зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированнымповерхностям зубьев и хорошей смазке.
Проведем проверочный расчет подшипников.Отметим то факт, что одна из опор выполняется фиксирующей, а вторая — плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления итемпературные деформации
Проведем проверочный расчет подшипников.Расчеты сведем в таблицы 13 — 16.
Таблица 13 – быстроходный вал.Схема
/> Вал Разм. Формула Результат a мм Размер взят с компоновочного чертежа 68 b Размер взят с компоновочного чертежа 52 c Размер взят с компоновочного чертежа 30 Ft Н - Fr - Fm
/> , /> 12,2
RAB
/> 24,4
RAГ -
RBB
/> 12,2
RBГ -
RA
/> 24,4
RB
/> 12,2 F
/> 32 L
/> 380 Cp
/> 558 N подш -ка/Ск, Н 1000906 (С=41000)
Таблица 14 – ось сателлита 1-й ступениСхема
/> Вал Разм. Формула Результат a мм Размер взят с компоновочного чертежа 16 b - c - Ft Н 397 Fr -
RAB -
RAГ -
RBB -
RBГ -
RA
/> 795
RB - F
/> 1240 L
/> 367 Cp
/> 14791 N подш-ка/Ск, Н 92203 (С=17200)
Таблица 15 – ось сателлита 2-й ступени.Схема
/> Вал Разм. Формула Результат a мм Размер взят с компоновочного чертежа 30 b - c - Ft Н 2023 Fr -
RAB -
RAГ -
RBB -
RBГ -
RA
/> 4046
RB - F
/> 6311 L
/> 64 Cp
/> 41069 N подш-ка/Ск, Н 53508 (С=73600)
Таблица 16 – тихоходный валСхема
/> Вал Разм. Формула Результат a мм Размер взят с компоновочного чертежа 80 b Размер взят с компоновочного чертежа 60 c - Ft Н - Fr - Fm
/> 1818
RAB
/> 1364
RAГ -
RBB
/> 3183
RBГ -
RA
/> 1364
RB
/> 3183 F
/> 4138 L
/> 435 Cp
/> 26950 N подш-ка/Ск, Н 212 (С=31000)
6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
6.1 Расчет валов на статическую прочность
Для проверочного расчета вала составимрасчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах. Построим эпюрыизгибающих и крутящих моментов (рис. 3).
/>
Рис. 3
Опасными являются сечения 1 (галтель подопорой B) Выполним проверку вала на прочность вэтом сечении.
Диаметр в сечении: d=60(мм).
Таблица 14
/>Мг, Нмм
/>
МВ, Нмм
/>, Нмм
/>
/> 2,2
МP, Нмм 187176 T, Нмм 873,6
TP, Нмм
/> d, мм 60
/>, МПа
/>
/>, МПа
/>
/>, МПа
/>
/>, МПа 650 S
/>
Условие прочности удовлетворяется.
6.2 Расчет валов насопротивление усталости.
Расчет на сопротивление усталости проводятв форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости.
При совместном действии изгиба и кручения запасусталостной прочности определяется по формуле
/>
где
/> - коэффициент запаса понормальным напряжениям;
/> - коэффициент запаса покасательным напряжениям;
/> - предел выносливости материалапри изгибе;
/> - предел выносливости материалапри кручении;
/> - коэффициенты чувствительности касимметрии цикла напряжений;
/> - амплитудные напряжения;
/> - средние значения напряжений.
Напряжения кручения изменяютсяпропорционально изменению нагрузки. В большинстве случаев трудно установитьдействительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации, тогда расчетвыполняют условно по номинальной нагрузке, а цикл напряжений принимаютсимметричным для напряжений изгиба и отнулевым для напряжений кручения.
/>
/> - суммарные коэффициенты,учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе икручении – коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределувыносливости детали;
/> - коэффициент абсолютных размеровпоперечного сечения;
/> - коэффициент влиянияшероховатости поверхности;
/> - коэффициент влияния упрочнения,вводимый для валов с поверхностным упрочнением;
/> - эффективные коэффициентыконцентрации напряжений.
Механические характеристики стали 40ХН:
твердость НВ не менее 240;
/> МПа, />МПа, />МПа, />МПа;
/>, />
Проведем расчет на усталостную прочностьвалов в опасном сечении. Коэффициенты в формулах выбираются в зависимости отконцентратора напряжений. Результаты расчета сведем в таблицу.
Таблица 17 Опасное сечение Место расположения Галтель
/>, Н∙мм 145440 Т, Н∙мм 181800 d, мм 60 r, мм 0,02
/>, МПа/ /> 360/0,1
/>, МПа/ /> 210/0,05
/>, МПа
/>
/>, МПа
/>
/> 0,73
/> 1,2
/> 1,5
/> 2,05
/> 1,9
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Условие прочности удовлетворяется
7. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
В большинстве случаев в редукторах для крепления колес и муфт навалах применяют призматические шпонки, предназначенные для передачи вращающегомомента. В качестве материала для шпонок обычно применяют среднеуглеродистыестали. Выбираем материал шпонок: Сталь 45 ГОСТ 1050-88,[σсм]=150МПа.
Наиболее опасной деформацией для и пазов является смятие от крутящегомомента T, Нмм:
/>
или
/>
где Т — момент на рассматриваемом валу, Нмм;
l – рабочая длина шпонки, мм;
h – размер сечения шпонки, мм.
Для всех валов подходит шпонка 1 исполнения (ГОСТ 23360-78):
/>
Рис. 4
Для упругой полумуфты длина шпонки равна
/>
Выбираем длину шпонки из стандартного диапазона [2], l=20мм:
Шпонка 7х7х20 ГОСТ 23360-78.
Для компенсирующей муфты:
/>
Выбираем длину шпонки из стандартного диапазона, l=50 мм:
Шпонка 16х10х50 ГОСТ 23360-78.
8. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСНЫХДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
Корпусные детали являются составными частями редуктора ипредназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженныхдеталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, защиты рабочихповерхностей зубчатых колес и подшипников от инородных частиц окружающей среды,защиты масла от выброса его в окружающую среду при работе редуктора, отводатепла, а также для размещения масляной ванны. Форма и размеры корпусных деталейопределяются при компоновке редуктора. Корпус редуктора будем изготавливать припомощи литья.
Отверстия различного назначения располагают в местах, удобных длямеханической обработки и доступных при эксплуатации редуктора. Отверстие длязаливки масла располагаем на боковой поверхности корпуса; смотровое окно,предназначенное для контроля состояния рабочих поверхностей зубчатых колес,располагаем в верхней части корпуса.
Рассчитаем размеры основных элементов корпуса редуктора.
Толщина стенки корпуса
/>мм, принимаем
/> мм.
Толщина стенки крышки:
/> мм, принимаем
/> мм.
Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса
/>мм, принимаем
/> мм.
Толщина ребра в сопряжении со стенкой крышки:
/> мм, принимаем
/> мм.
Диаметр фундаментных болтов:
/> мм.
Диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора:
/> мм.
Диаметр болтов крепления крышки смотрового отверстия:
/> мм, принимаем
/> мм.
Толщина фундаментных лап:
/> мм.
Толщина фланца корпуса
/> мм
Толщина фланца крышки для болта с шестигранной головкой:
/> мм.
Толщина подъёмных ушей крышки:
/> мм.
Расстояние от стенки до края фланца по разъему крышки и корпуса дляболта с шестигранной головкой:
/> мм.
Расстояние от края фланца до оси болта:
/> мм.
Размеры крышек подшипников подбираем по специализированнойлитературе, отталкиваясь от диаметра внешнего кольца подшипника. Выберем:
Крышка МН 130х75 ГОСТ 13219.5-67
Крышка ГВ 130 ГОСТ 13219.4-67
9. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ
Смазочные материалы применяют с целью уменьшения интенсивностиизнашивания, снижения сил трения (что приводит к повышению КПД механизма). Взависимости от условий работы применяют жидкие, пластичные и твердые смазочныематериалы. Наиболее распространены жидкие масла.
Зубчатые колеса цилиндрических редукторов смазываются за счет ихокунания в масляную ванну (картерная смазка), а подшипники — за счетразбрызгивания масла внутри корпуса вследствие большой окружной скоростивращения колес быстроходной ступени, что позволяет уменьшить финансовые итрудовые затраты, появляющиеся при иных видах смазок подшипников. Этот видсмазки называется «масляным туманом» [3]. Вид масла выбираем в зависимостиот кинематической вязкости.
Выбираем масло: ИРП-150 ТУ38-101451-78. Контроль уровня маслаосуществляется жезловым маслоуказателем.
Рекомендуемый объем масла в ванне:
0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности.
Таким образом, Vмасла неменее 3 литров.
10. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА ПРИВОДА
Исполнительным органом привода тяговой лебедки для транспортировки самолетовявляется барабан. Барабан служит для наматывание каната.
Ширина барабана В=300 мм,диаметр барабана D=180 мм.
Барабан сварной.
10.1 Проектировочный расчет вала
Вал барабана нагружен таким же крутящим моментом, как и выходнойвал редуктора. Поэтому при приближенном расчете получим то же среднее значениедиаметра d=55 мм. Принимаем: диаметр входного конца(по муфте) 55 мм; диаметр в месте посадки подшипников 60 мм. Длины участков определяем в процессе конструирования.
10.2 Подбор подшипников качения
Приводной вал имеет большую длину и подвержен значительным прогибампод действием внешних нагрузок, поэтому подшипники должны допускатьзначительные перекосы. В связи с этим выбираем радиальные двухрядныесферические шарикоподшипники.
Необходимо определить динамическую грузоподъемность, чтобыподобрать из стандартных соответствующий подшипник.
Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал на подшипникахзаменяем балкой на опорах.
Рассмотрим расчетную схему приводного вала. Считаем, что усилие отленты (Sо) прикладываетсяв двух местах (рис. 5)
/>
Рис. 5
Усилие S0=S/2=F/2=9500/2=4750 Н.
Усилие от муфты Fм=1818 Н.
Определим реакцию в опоре В.
/> Н.
Динамическая грузоподъемность подшипника:
/> где
/> -расчетный ресурс;
/> -для шариковых подшипников;
/> -коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности;
/> -коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал иусловия эксплуатации — для обычных условий работы;
/> -радиальная нагрузка,
/> -коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки.
Расчетный ресурс:
/> млн.об.
Динамическая грузоподъемность подшипника:
/> Н
Выбираем радиальный двухрядный сферический подшипник 1613 ГОСТ28428-90 />H.
- внутренний диаметр />мм;
- наружный диаметр />мм;
- ширина />мм.
10.4 Конструирование опорных узлов и крышекподшипников
Узел подшипника включает обычно корпус, детали для фиксирования, атакже устройства для смазывания. Он должен обеспечивать восприятие радиальных иосевых сил, а также исключать осевое смещение вала, нарушающее нормальнуюработу сопряжённых деталей (зубчатых колёс, уплотнений и др.) Это достигаетсяза счёт крепления подшипников на валах и фиксирования их в корпусе.
Конструкции подшипниковых узлов должны исключать также заклиниваниетел качения при действии осевой нагрузки, теплового расширения валов или погрешностиизготовления. В связи с этим наиболее распространены дваспособа фиксирования подшипников в корпусе.
Осевые перемещения вала в фиксирующей опоре зависят от собственногоосевого зазора в подшипниках, способов крепления колец подшипников на валу и вкорпусе, а также от собственной осевой жесткости подшипников.
Корпуса подшипников качения изготавливают таких типов: ШМ, ШБ, УБ,УМ.
Для нашей схемы мы используем корпус типа ШМ140 ГОСТ 13218.1-67[2]. Крышки корпусов качения предназначены для герметизации подшипниковкачения, осевой фиксации и восприятия осевых нагрузок. Крышки бывают 2 типов:глухие и с отверстием для вала. Они выбираются по наружному диаметруподшипника. В нашем случае мы используем крышки МН 1.2-140 ГОСТ 13219.7-67 (сотверстием для вала), ГВ 3.2-140 ГОСТ 13219.7-67 (глухая).
11. КОНСТРУИРОВАНИЕ СВАРНОЙРАМЫ
Установочная рама предназначена дляобъединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундаменте.
Конструкция сварной рамы разрабатываетсяна основе эскизной компоновки.
Данная конструкция сварена из швеллеровразных размеров, чтобы выдержать соосность сборочных единиц и деталей тяговойлебедки.
Высота нижнего пояса:
/>;
где L=1310 мм – длина плиты;
/> мм.
Подбираем стандартный швеллер 14Э ГОСТ8240-97.
Сначала вычерчиваем контурэлектродвигателя, затем в соединении с валом электродвигателя муфту, контурредуктора. В результате выясняем разность высот центров осей электродвигателя иредуктора и расстояние между болтами их крепления к раме.
Места на раме под крепеж необходимофрезеровать. Крепление сборочных единиц к раме выполняют болтами,вкручивающимися непосредственно в раму. Крепление рамы к фундаменту выполнимфундаментными болтами.
Диаметр фундаментных болтов примем равным 12 мм (ГОСТ 24379.1-80) [1].
ВЫВОД
В результате проектирования мы получили тяговую лебедку длятранспортирования самолетов. Произвели расчет и конструирование узлов установки(редуктора, барабана и т.п.), выполнили проектировочные и проверочные расчетыагрегатов, подобрали электродвигатель.
К таким механизмам, как лебедка, как и к другим механизмам,использующимся на производстве, предъявляется ряд требований:
— надежность в работе;
— компактность размеров;
— простота монтажа и демонтажа;
— удобство в эксплуатации;
— простота в ремонте;
— невысокая стоимость.
При проектировании механизма учтена необходимость его смазки иремонтирования. Так, например, редуктор снабжен смотровым отверстием, котороепозволяет наблюдать за состоянием трущихся поверхностей зубчатых колес. Сливмасла легко осуществляется благодаря наличию пробки, которая находится набоковой поверхности редуктора. Благодаря щупу, расположенному в верхней частиредуктора, можно контролировать уровень масла в редукторе. При проектированиидеталей использовались материалы невысокой стоимости, что позволяет значительноснизить общую стоимость механизма. Все это говорит о достоинствахспроектированной лебедки.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3т. М.: Машиностроение,1979-1982. Т.1 – 728 с.
2.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3т. М.: Машиностроение,1979-1982. Т.2 – 559 с.
3.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3т. М.: Машиностроение,1979-1982. Т.3 – 557 с.
4.Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин:3-е издание.Х.: Основа, 1991 – 276с.
5.Методическое пособие. Расчет зубчатых передач.
6.Шевкопляс Г.И. Курсовое проектирование деталей машин. Х.: 1964 – 396с.
7.Кузьминов Ф.Ф., Пшеничных С.И. Подбор муфт: Х. «ХАИ», 2006.-103 с.