КУРСОВАЯ РАБОТА
Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя,открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора исоединительной муфты
Содержание
Введение
1. Выбор электродвигателя
2. Кинематический и энергетический расчёт привода
2.1 Кинематический расчёт
2.2 Энергетический расчёт
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и термообработки
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостнуюконтактную прочность
3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибнуюусталостную прочность
3.3 Определение основных параметров передачи
3.4 Определение сил в зацеплении
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостнуюпрочность
3.6 Проверочный расчёт передачина изгибную усталостную прочность
4. Расчёт клиноремённой передачи
5. Выбор муфты
6. Предварительный расчёт валов
6.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
6.2 Предварительный расчёт быстроходного вала
6.3 Предварительный расчёт тихоходного вала.
7. Выбор подшипников
7.1 Выбор типа и типоразмера подшипника
7.2 Выбор схемы установки подшипников
7.3 Проверка долговечности подшипников тихоходного вала
7.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций вопорах
7.3.2 Проверка долговечности подшипников
8. Конструирование элементов цилиндрической передачи
9. Расчёт шпонок
10. Конструирование шкивов
11. Уточнённый расчёт валов
11.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
11.2 Проверка статическойпрочности вала
11.3 Проверка усталостной прочности тихоходного вала
11.4 Конструктивные элементы валов, допуски, посадки ишероховатости
12. Смазка редуктора
13. Конструирование крышек подшипников
13.1 Определение размеров крышки быстроходного подшипника
13.2 Определение размеров крышки тихоходногоподшипника
14. Конструирование корпуса редуктора
15. Конструирование рамы
16. Сборка редуктора и монтаж привода
16.1 Сборка редуктора
16.2 Монтаж привода
Заключение
Список литературы
Введение
В данном проекте разрабатывается привод ленточноготранспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения песка и щебня в карьере.
Привод состоит из электродвигателя, открытой клиноремённойпередачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты.
Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент иприводит привод в движение.
Ремённая передача расположена на первой ступени привода. Наличиеэтой передачи даёт компоновочные преимущества — можно расположить редуктор идвигатель в один ряд, что уменьшит габариты привода по ширине. Ремённаяпередача также способствует снижению шумности при работе привода и предохраняетдвигатель от перегрузок за счёт проскальзывания ремней при перегрузках.
Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическую передачу.В редукторе использованы косозубые колёса, что снижает шумность передачи иповышает её нагрузочную способность.
Редуктор и открытая клиноремённая передача служат дляуменьшения числа оборотов и увеличения вращающих моментов.
Для соединения выходных концов вала редуктора и барабанаиспользуется муфта.
Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.
Выпуск предусматривается мелкосерийный.
Срок службы привода 10 лет, работа в две смены, коэффициентзагрузки за смену 0.7, коэффициент загрузки за год 0.55. С учётом того, что вгоду 365 дней, а в одной рабочей смене 8 часов получим ресурс привода в часах:
Lh = 10 · 365 · 0.55· 2 · 8 · 0.7 = 22484 часа.
1. Выбор электродвигателя
Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частотевращения. Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, аего частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Определим требуемую мощность транспортёра:
Рвых = F · v = 10 · 103 · 0,6 =6000 Вт = 6 кВт
Для определения требуемой мощности привода определим КПДпривода. Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1.1 [3], КПД отдельныхэлементов привода:
КПД клиноремённой передачиηpn = 0.95
КПД подшипникового узлаηnn =0.99
КПД цилиндрической передачиηц= 0.97
КПД муфты Общий КПДηм = 0.98
Общий КПД привода:
ηnр= ηрn·ηц·ηм·ηп3= 0.95·0.97·0.98·0.993 = 0.88
Требуемая мощность двигателя:
/>= 6,82 кВт
По таблице Ш [4] подбираем электродвигатели с мощностьюбольшей или равной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазныеобщепромышленного применения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены дляпродолжительного режима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходятчетыре варианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт иразличной частотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 1.1.
Таблица 1.1Вариант Тип двигателя Номинальная мощность, кВт Частота вращения, об/мин синхронная номинальная 1 4А112М2УЗ 7,5 3000 2925 2 4A132S4Y3 7,5 1500 1455 3 4А132М6УЗ 7,5 1000 968 4 4A160S8Y3 7,5 750 731
Для окончательного выбора типоразмера двигателя определимрекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чегоопределим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное числопривода. Частота вращения вала барабана:
/>
По таблице 1.2 [3] принимаем передаточные числа передач:
Передаточное число цилиндрической передачи: иц=2 ÷6,3
Передаточное число ремённой передачи: ирп=2 ÷ 4
Минимальное передаточное число привода: ипртiп = ирптin · ицmin=2·2 = 4
Максимальное передаточное число привода: ипрmax= ипрmax ·ицmax= 4·6,3 = 25,2 Минимально-допустимая частота вращениявала электродвигателя:
nдвmin=nвых·uпрmin=35.8·4=143.2об/мин
Максимально допустимая частота вращения валаэлектродвигателя:
nдвmax=nвых·uпрmax=35.8·25.2=902.2об/мин
Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1.1выбираем окончательный вариант электродвигателя.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/мин неподходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/минне подходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/минне подходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/минподходит по результатам расчёта.
Принимаем двигатель 4A160S8Y3 с синхронной частотой вращения750 об/мин.
2. Кинематический и энергетический расчёт привода2.1 Кинематический расчёт
Требуемое передаточное число привода при принятомэлектродвигателе:
/>
Разобьём передаточное число привода между редуктором иремённой передачей. Примем: передаточное число ремённой передачи ирп= 3,55, тогда передаточное число редуктора:
/>
Частота вращения быстроходного вала редуктора:
/>
Частота вращения тихоходного вала редуктора:
/>
Частота вращения вала барабана:
/>
Угловая скорость вала электродвигателя:
/>
Угловая скорость быстроходного вала редуктора:
/>
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
/>
Угловая скорость вала барабана:
/>2.2 Энергетический расчёт
Мощность на валу электродвигателя:
Pдв= 6,82 кВт
Мощность на быстроходном валу редуктора:
Pб=Рдв·ηрп·ηп= 6,82·0,95·0,99 =6,41кВт
Мощность на тихоходном валу редуктора:
Рm=Pб ·ηц ·ηп= 6,41·0,97·0,99=6,16кВт
Вращающий момент на валу электродвигателя:
/>
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
/>
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:
/>
Вращающий момент на валу барабана:
/>
Результаты кинематического и энергетического расчётапредставлены в таблице 2.1
Таблица 2.1 Вал Частота вращения, об/мин
Угловая скорость,
с-1
Мощность,
кВт Вращающий момент, Нм Вал двигателя 731 76.4 6.82 89.2 Быстроходный вал редуктора 205.9 21.55 6.41 297.4 Тихоходный вал редуктора 35.8 3.74 6.16 1647 Вал рабочего органа машины 35.8 3.74 6 1604
3. Расчёт цилиндрической передачи3.1 Выбор материала и термообработки
Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [3]. Дляшестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение, твёрдость сердцевиныи поверхности 269...302 НВ.
Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкойулучшение, твёрдость сердцевины и поверхности 235...262 НВ.3.2 Определение допускаемых напряжений
Определение допускаемых напряжений проводим в соответствии спунктом 2.1 2 [3].
Для определения допускаемых напряжений вычислим среднюютвёрдость колёс:
Для шестерни: НBCP1= 0.5· (НBmin+ НBmax) = 0.5 (269 + 302) = 286HB
Для колеса: НВСР2 =0.5· (НBmin+ НBmax)= 0.5 (235 + 262) = 249НВ3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте наусталостную контактную прочность
Для шестерни:
[σ] Н1=КНL1 [σ] HO1
Для колеса:
[σ] Н2=КНL2 [σ] HO2
где КHL1и KHL2 — коэффициенты долговечностипри расчёте по контактным напряжениям колеса и шестерни;
[σ] HO1=1.8НBCP1+67=1.8·286+67=582МПаи
[σ] HO2=1.8НBCP2+67=1.8·249+67=516МПа
предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни,принят по табл.2.2 [3].
Коэффициенты долговечности при расчёте по контактнымнапряжениям при термической обработке улучшение:
/>
/>
где NHO1=HBCP13=2863=2.34·107игде NHO2=HBCP23=2493=1.54·107–
базовые числа циклов нагружений при расчете на контактнуюпрочность для колеса и шестерни;
N2=60n2Lh=60·35.8·22484=48.3·107и N1=N2·uц=48.3·107·5.75=277.7·107 –
действительные числа циклов перемены напряжений для колеса ишестерни;
принимаем KHL1=1и KHL2=1.
Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса ишестерни:
[σ] H1=1·582=582МПа
[σ] H2=1·516=516МПа
Для дальнейших расчётов принимаем [σ] H=516МПа.3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте наизгибную усталостную прочность
Для шестерни:
[σ] F1=КFL1 [σ] FO1
Для колеса:
[σ] F2=КFL2 [σ] FO2
Где KFL1иKFL2 — коэффициентыдолговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;
[σ] FO1=1.03НBCP1=1.03·286=275МПаи [σ] FO2=1.03НBCP2=1.03·249=275МПа –
предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни,принят по табл.2.2 [3].
Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибнымнапряжениям при термической обработке улучшение:
/>
/>
принимаем KFL1= 1 и KFL2= 1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:
[σ] F1=1·275=275МПа
[σ] F2=1·275=275МПа
Для дальнейших расчетов принимаем [σ]F=275МПа.3.3 Определение основных параметров передачи
Межосевое расстояние передачи:
/>
где Ka= 43 — коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс (стр.15 [3]);
ψa= 0,4- коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);
КHβ= 1 — коэффициент концентрации нагрузки при термическойобработке — улучшение (стр.15 [3]);
принимаем aw= 230мм.
Предварительный делительный диаметр колеса:
d2=2·awu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1)= 392 мм
Ширина колеса:
b2 = ψa·aw=0.4·230=92мм
Модуль передачи:
/>
где Km = 5.8 — коэффициент модуля для косозубых колес;
принимаем m = 2 мм в соответствии состандартным значением.
Суммарное число зубьев:
zΣ=2·aw·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5
где β =10º — угол наклона зубьев.
Принимаем zΣ=226.
Число зубьев шестерни:
z1= zΣ/ (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥z1min=17
Принимаем z1=34.
Число зубьев колеса:
z2= zΣ — z1=226-34=192
Фактическое передаточное число:
uф= z2/z1=192/34=5,65
Отклонение от заданного передаточного числа:
/>
такое расхождение допускается.
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw — d1=2·230-69.049=390.951мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=69.049+2·2=73.049мм
dа2= d2+2m=390.951+2·2=394.951мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1-2.5m=69.049-2.5·2=64.049мм
df2= d2-2.5m=390.951-2.5·2=385.951мм
Ширина шестерни:
b1= b2 +5=92+5=97 мм
Окружная скорость колеса:
/>
в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем9 степень точности передачи.
Результаты расчёта основных параметров передачи представленыв таблице 3.1
Таблица 3.1 Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм)
Ширина
(мм) Шестерня 2 230 34 69.049 97 Колесо 192 390.951 92 3.4 Определение сил в зацеплении
Окружная сила в зацеплении:
/>
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H
где α=20º — стандартный угол.
Осевая сила в зацеплении:
Fa=Ft·tgα=8425·tg20º = 3066 H
Результаты расчёта представлены в таблице 3.2
Таблица 3.2 Окружная сила (Н) Радиальная сила (Н) Осевая сила (Н) 8425 3114 3066 3.5 Проверочный расчёт передачи на контактнуюусталостную прочность
/>
/>
где KHα=1.1 — коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);
KHV=1.1 — коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);
Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых,следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибнуюусталостную прочность
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KFαYβKFβKFVYF2Ft/b2m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤[σ] F2
где KFα =1 — коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);
Yβ =1-β/140=1-10/140=0,93- коэффициент;
KFβ = 1 — коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);
KFV= 1,2 — коэффициент (стр. 19 [3]);
YF2 =3,61 — коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимостиот zV1= z1-cos3β=34/ (cos10) 3=35.6
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых,следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3
Таблица 3.3 Расчётные напряжения Допускаемые напряжения Расчёт на контактную усталостную прочность 520 516 Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 191 275 Колесо 184 275
4. Расчёт клиноремённой передачи
Расчёт производим согласно [4] стр130.
Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3[4] выбираем сечение ремня В.
Диаметр ведущего шкива:
/>
принимаем из ряда стандартных чисел D1= 200 мм.
Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня иприняв относительное скольжение ε = 0,015:
/>
принимаем из ряда стандартных чисел D2=710 мм. Уточняем передаточное отношение:
uрпф= D2/D1(1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585
Отклонение от заданного передаточного отношения:
/>
такое расхождение допускается.
Межосевое расстояние передачи:
аmin= 0.55(D1 — D2)+ h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм
аmax=2 (D1 +D2)= 2 (200+710) = 1820 мм
где h =14.3мм — высота ремня.
Предварительно принимаем стандартное значение межосевогорасстояния а = 600мм.
Расчётная длина ремня:
Lp=2a+0.5π (D1 +D2) + (D1 +D2) 2/4a = 2·600+0.5π (200+710) +
+ (200+710) 2 /4·600=2737,79 мм
принимаем стандартную длину L = 2800мм.
Значение межосевого расстояния с учётом стандартной длиныремня:
вычислим
Dcp=0.5 (D1 +D2) = 0.5 (200+710) = 455 мм
/>
/>
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможностьуменьшения межосевого расстояния на 0,01L=28 мм, длятого чтобы облегчить надевание ремней на шкив, для увеличения натяжения ремнейнеобходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025L=70 мм, таким образом ход натяжного устройства составит28+70=98 мм. Регулировка ремённой передачи будет осуществляться перемещениемдвигателя при помощи регулировочного винта.
Угол охвата меньшего шкива:
/>
Необходимое число ремней:
/>
где Po= 5.83 кВт — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, табл 7.8 [4] ;
CL= 0.95 — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня табл.7.9 [4] ;
CP=1.1 — коэффициент режима работы табл.7.10 [4] ;
Cα = 0.85 — коэффициент угла обхвата [4] стр.135;
Cz = 0.9 — коэффициент,учитывающий число ремней в передаче [4] стр.135;
/>
принимаем z = 4 ремня.
Предварительное натяжение ветвей ремня:
/>
где Θ = 0,3 (Н·с2) /м2 — коэффициент учитывающий центробежную силу [4] стр.136;
ν = 0,5ω1D1=0.5·76.4·0.2= 7.64 м/с — скорость ремня.
Сила, действующая на вал:
/>
Результаты расчета представлены в таблице 4.1
Таблица 4.1Тип ремня В Диаметр приводного шкива (мм) 200 Диаметр ведомого шкива (мм) 710 Длина ремня (мм) 2800 Межосевое расстояние (мм) 634 Число ремней 4 Усилие передаваемое на вал (Н) 1832
5. Выбор муфты
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабанавыбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывкиза счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того они допускают некоторыенеточности сборки.
Муфту выбираем по расчётному моменту.
Расчётный момент:
MP=kTm = 1.4·1647=2306 Hм
где k = 1.4 — коэффициентрежима работы стр.267 [3].
Принимаем муфту МУВП 4000-80-1.1 ГОСТ 21424-75.
6. Предварительный расчёт валов6.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
Для шестерни ранее принят материал — сталь 40Х.
Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.
Допускаемые напряжения для предварительного расчёта валовпринимаем в соответствии с рекомендациями стр.31 [3] принимаем [τ] к= 25 Н/мм2.
Механические характеристики улучшенной стали 40Х принимаемпо таблице 12.7 [3]:
Предел прочности σв= 800 МПа.
Предел текучести σТ= 640 МПа.
Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочностьпри коэффициенте запаса
n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.6.2 Предварительный расчёт быстроходного вала
Конструкция быстроходного вала представлена на Рис.6.1.
Диаметр выходного конца вала:
/>
принимаем стандартное значение d= 40 мм.
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатойконструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn=d+2tцил = 40 +2·3,5=47,5 мм
где tцил = 3,5 мм,таблица 3.1 [3].
принимаем стандартное значение dn= 50 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок накольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 50 + 3·2.5= 57.5 мм
где r = 2.5 мм таблица 3.1 [3].
Принимаем dбп = 60мм.
Длина выходного участка вала в соответствии со стр.48 [3]:
lm=1,5d= 1,5·40 = 60 мм
принимаем lm= 60мм.
Длина участка вала под подшипник в соответствии со стр.48 [3]:
lk=1,4·dn= 1.4·50 = 70 мм
принимаем lk=70 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительнойпрорисовки редуктора.
/>6.3 Предварительный расчёт тихоходного вала.
Конструкция тихоходного вала представлена на Рис.6.2.
Диаметр выходного конца вала:
/>
принимаем стандартное значение d= 80 мм.
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатойконструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn = d+2·tцил = 80 +2·5.6 = 91.2 мм
где tцил = 5,6 ммтаблица 3.1 [3].
принимаем стандартное значение dn= 95 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок накольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 95 +3·4 = 107 мм
где r = 4 мм таблица 3.1 [3].
принимаем dбп =105 мм.
Диаметр участка вала под колесо:
dk=dбп = 105 мм
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 105+3·2.5=112.5мм
где f =2.5 мм таблица 3.1 [3].
принимаем dбк= 115мм.
Длина выходного участка вала в соответствии со стр.48 [3]:
lм=1.5·d= 1.5·80 = 120 мм
принимаем lм = 120мм.
Длина участка вала под подшипник в соответствии со стр.48 [3]:
lk=1.4·dn= 1.4·95 = 133 мм
принимаем lk = 140мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительнойпрорисовки редуктора.
/>
Зазор между поверхностями колёс и внутренними поверхностямистенок корпуса:
/>
принимаем а = 11 мм;
где L= 480 мм — расстояниемежду внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновкиредуктора.
7. Выбор подшипников7.1 Выбор типа и типоразмера подшипника
Для быстроходного и тихоходного валов принимаемрадиально-упорные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 831-75, такой выборобосновывается тем, что в косозубой цилиндрической передаче возникают кроме радиальнойещё и
значительные осевые нагрузки, а такой тип подшипниковобеспечивает нормальную
работу вала при действии на него одновременно радиальных иосевых нагрузок
Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаемподшипник №46210; для тихоходного вала №46219.7.2 Выбор схемы установки подшипников
Установка вала требует достаточно надёжной осевой фиксациииз-за действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установкиподшипника «враспор». При этом торцы внутренних колец подшипникаупираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцыкрышек.
Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции,небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производитсянабором прокладок.
Для того чтобы избежать защемления вала в опорах врезультате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцомвнешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормальноготемпературного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии срекомендациями [3] стр.38 примем для обоих валов зазор 0,5 мм.7.3 Проверка долговечности подшипников тихоходноговала7.3.1 Составление расчётной схемы и определениереакций в опорах
Для составления расчетной схемы используем эскизы валов ипредварительную прорисовку редуктора.
Расчетная схема тихоходного вала представлена на рис.7.1. Натихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах — В и Г возникаютреакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат. Определяемреакции в опорах В и Г. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOXи плоскости YOX.
/>
где l4 =60 мм; l5 = 120 мм — приняты из предварительнойпрорисовки редуктора.
Из суммы моментов всех сил, действующих на в плоскости YOZ относительно опоры B получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Г получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры В получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Г получим:
/>
Суммарные реакции опор:
/>
/>
Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Г. Повеличине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников длятихоходного вала.7.3.2 Проверка долговечности подшипников
На тихоходный вал принят подшипник №46219. Для данногоподшипника динамическая грузоподъёмность С = 98 кН, статическаягрузоподъёмность Со = 73 кН. Эквивалентная нагрузка на подшипник:
Рэ= (XVR +YFa) KбKm
где X коэффициент радиальнойнагрузки. Определяем по таблице 6.1 [3], для угла контакта 26 градусов,отношения Fa /VR=3114/1·7835 = 0.4, e=0.68. Так как Fa/VR
V = l — коэффициент учитывающий вращение колец, (стр.103 [3]);
Кб= 1,2 — коэффициент безопасности,принят по таблице 6.3 [3] ;
Кт = 1 — температурный коэффициент, принятпо таблице 6.4 [3].
Рэ= (1·1·7835+0.92·3114) ·1.2·1=12840 H
Расчётная долговечность подшипника в часах:
/>
где а23 = 0,7 — коэффициент,характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец,тел качения и условий эксплуатации, (стр.105 [3]);
Р = 3 — показатель степени для шариковых подшипников,(стр.105 [3]). Такая долговечность превышает ресурс привода, следовательно,принятый подшипник подходит.
8. Конструирование элементов цилиндрическойпередачи
Шестерню выполняем как единое целое с валом, размеры этойдетали определены ранее.
При мелкосерийном производстве заготовку зубчатого колесаполучают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.8.1конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес,обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.
Размеры колеса вычисляем в зависимости от диаметратихоходного вала под колесо и ширины колеса вычисленных ранее. Расчёт ведём всоответствии с ([3], стр.64).
Диаметр ступицы:
dcm= 1.55dk= 1.55·105 = 162.75 мм
принимаем dcm= 170мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2.2m+ 0.05b2 = 2.2·2 + 0.05·92 = 9 мм
Фаска: f=0.6·m = 0.6·2 = 1.2 мм принимаем в соответствии с табл.4.1 [3]f = 1.2 мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на дискеколеса применим выточки.
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допускаН7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельныеотклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4,валов h14, остальных ± IT 14/2.
/>
Шероховатость поверхности зубьев Ra1.6,шероховатость посадочной поверхности RaO.80,шероховатость торцовых Рис.8.1. поверхностей колеса Ral66, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.
Для того, чтобы ограничить концентрацию контактных давленийна посадочной поверхности колеса назначаем допуск цилиндричности посадочнойповерхности колеса 0.12. Для того чтобы создать точную базу для подшипниканазначаем допуск перпендикулярности торца колеса 0.04.
9. Расчёт шпонок
Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки поГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится копределению напряжения смятия.
Шпонка соединения ведомого шкива и быстроходного вала:
/>
где h = 8мм — высота шпонки; t1 = 5 мм — глубина паза вала; lP=l-b= 50-10 = 40 мм — рабочая длина шпонки; l = 50 мм — длина шпоночного паза; b= 12 мм — ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
/>
где d =80 мм — диаметр выходного конца вала; h=14 мм — высоташпонки; t1 = 9 мм — глубина пазашпонки; lP=l-b = 110-22 = 88 мм — рабочая длина шпонки; l=110 мм — длина шпоночного паза; b=22мм — ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:
/>
где d = 105 мм — диаметр участкавала под колесом; h = 14 мм — высота шпонки; t1 = 9мм — глубина паза; lP=l-b = 80-22 =118 мм — рабочая длина шпонки; l = 80 мм — длина шпоночного паза; b =22 мм — ширина шпонки; [σсм] =140 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальнойступицы.
Шпонка соединения тихоходного вала и полумуфты:
/>
где h = 14 мм — высота шпонки; t1= 9 мм — глубина паза вала; lP=l-b =110-22= =88 мм — рабочая длина шпонки; l = 110 мм — длина шпоночного паза; b= 22 мм — ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
10. Конструирование шкивов
Конструкцию шкивов ремённой передачи принимаем всоответствии с рис.10.1.Т. к. производство привода крупносерийное шкивыизготавливаем литыми из СЧ-15 ГОСТ 1412-79.
Расчёт размеров ведём в соответствии с таблицей 4.9 [3]. Ширинашкивов:
М= (n-1) e + 2f =(4-1) ·25.5+2·17=110.5 мм
где п = 4 — число ремней; е= 25,5 — шаг ремня;l = 17 — расстояние от кромки шкива до осипервого зуба ремня. Данные приняты в соответствии с ГОСТ 20889-80.
Толщина ободов:
δ = 1.3h = 1.3·14.3 = 18.6 мм
принимаем δ- 19 мм.
где h =14,3 мм — глубина паза для ремня, принят в соответствии с ГОСТ 20889-80.
Толщина дисков:
С = 1,3δ =1.3·19 = 24.7 мм
принимаем С =25 мм.
/>
Диаметры ступиц:
Ведущего шкива:
dстб = 1.55dв = 1.55·48 = 74.4 мм
принимаем dстб =80 мм
Ведомого шкива:
dстт = 1.55d = 1.55·40 = 62 мм
принимаем dстт =70 мм
Длины ступиц:
Ведущего шкива:
lстб = 1.55dдв = 1.5·48 = 72 мм
принимаем lстб =80 мм
Ведомого шкива:
lстт = 1.55d = 1.5·40 = 6 мм
принимаем lстт =60 мм
Шкивы устанавливаются на валах при помощи шпонок.
11. Уточнённый расчёт валов11.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов вплоскостях XOZ и YOZ. Эпюрыпредставлены на рис.11.1
/>
По эпюрам определяем максимальные значения изгибающихмоментов и крутящего момента:
My max = 252780 Нмм
Mx max = 396360 Нмм
Mкр max = 16470000 Нмм
11.2 Проверка статической прочности вала
Для тихоходного вала опасным является сечение под колесом,где действуют максимальные изгибающие моменты в обеих плоскостях.
Геометрические характеристики сечения без учёта шпоночногопаза:
Момент сопротивления изгибу:
/>
Момент сопротивления кручению:
/>
Напряжение от изгиба:
/>
Напряжение от кручения:
/>
Эквивалентные напряжения от действия изгиба и кручения:
/>
Расчётные напряжения равные 15,7 МПа не превышаютдопускаемых равных 426 МПа, условие статической прочности для тихоходного валавыполняется.11.3 Проверка усталостной прочности тихоходноговала
Расчёт проводим в соответствии с §6.2 [4].
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются посимметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Проверка усталостной прочности состоит в определениикоэффициентов запаса прочности s для опасных сечений исравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]= 2.5 Прочность соблюдена если s ≥[s].
Производим расчёт для предположительно опасных сечений вала.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ-1≈ 0.43σв= 0.43·800 = 344 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательныхнапряжений:
τ-1≈ 0.58σ-1= 0.58·360 = 209 МПа
Проверяем сечение со шпоночной канавкой для крепления полумуфты.Канавка вызывает концентрацию напряжений, поэтому сечение будет опасным.
Диаметр вала в этом сечении мм. Для шпоночной канавки (см. табл.6.5[4]): kσ =1.8 и кτ= 1.7; масштабные факторы εσ= 0.7; ετ=0.7 (см. табл.6.8 [4]); коэффициенты ψω≈0.25 и ψr =0.1(стр.100 [4]).
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
My= 0 Нмм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Mx= 0 Нмм
Суммарный изгибающий момент:
/>
Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:
/>
где b, t1 — размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и ступицу полумуфты (см. расчётшпонок).
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
/>
Среднее значение цикла нормальных напряжений:
/>
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:
/>
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.Следующее сечение — место посадки подшипника — концентрация напряженийобусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
/>
/>
принимаем ψω≈ 0.25 и ψr = 0.1
Изгибающий момент:
М = 0Нмм
Амплитуда нормальных напряжений:
σν = σmax = 0 МПа
Среднее значение цикла нормальных напряжений:
/>
Полярный момент сопротивления:
/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:
/>
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.
Проверяем сечение где диаметр 95 мм переходит в диаметр 105мм. Концентрация напряжений обусловлена переходом от одного диаметра к другомуи наличием канавки для выхода шлифовального круга. Расчёт ведём со стороныпротивоположной выходному участку вала, поскольку с этой стороны действуетбольшая радиальная нагрузка и, следовательно, большой изгибающий момент. При D/d = l.15; r/d = 0.01 (г — радиус канавки) коэффициентыконцентрации напряжений kσ = 1.8и kτ = 1.7 (табл.6.3 [4]); масштабныефакторы εσ = 0.7 и ετ = 0.7 (табл.6.8 [4]);
Суммарный изгибающий момент в сечении:
M = 156702Нмм
Осевой момент сопротивления:
/>
Амплитуда нормальных напряжений:
/>
Среднее значение цикла нормальных напряжений:
/>
Полярный момент сопротивления:
/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:
/>
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.
Проверяем место посадки колеса. Концентрация напряженийобусловлена
наличием шпоночного паза (табл.6.5. [4]): kσ =1.8 и kτ=1.7 (табл.6.3 [4]); масштабные факторы εσ= 0.7 и ετ = 0.7 (табл.6.8 [4]); коэффициенты ψω≈ 0.25 и ψr= 0.1 (см. стр.100 [4]).
Крутящий момент:
MX= 1647000Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении:
/>
Момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:
/>
где b, t1 — размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и зубчатое колесо (см. расчётшпонок).
Амплитуда нормальных напряжений изгиба с учётом шпоночногопаза:
/>
Среднее значение цикла нормальных напряжений:
/>
Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:
/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:
/>
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.Усталостная прочность обеспечена во всех опасных сечениях, т.е. обеспечена вцелом для вала.11.4 Конструктивные элементы валов, допуски,посадки и шероховатости
На выходные участки валов, предназначенные для установкиполумуфт и шкивов назначаем поле допуска р6. На выходных участках с диаметромпод подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимозакалить на глубину h=0.9...1 до твёрдости 40...50 HRC мм и отшлифовать до шероховатости Ra0.2.На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадкиподшипника с полем допуска d9. Под подшипникамипринимаем поле допуска k6. В месте установкизубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. Нашпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальныхразмеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±1Т 14/2.
Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ral.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей идругих переходных участков Ra2.5, шероховатостьостальных поверхностей Ra6.3.
Для ограничения отклонения геометрической формы дорожеккачения колец подшипников задаем допуск цилиндричности для посадочныхповерхностей подшипников 0.01. Для ограничения концентрации давлений напосадочной поверхности вала в месте установки зубчатого колеса, задаем допускцилиндричности 0.02. В месте установки полумуфт и шкивов задаём допускцилиндричности 0.05. Для ограничения перекоса колец подшипников относительно ихобщей оси задаем допуск соосности посадочных поверхностей подшипников 0.01. допускисоосности задаем и на посадочные поверхности под установку полумуфт, колеса,шкивов для обеспечения кинематической точности передач.
12. Смазка редуктора
Для смазывания передачи применим картерную системусмазывания.
В соответствии с указаниями табл.8.1. [3] для смазкипередачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.
В соответствии с рекомендациями стр.136 [3] глубинапогружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2, (рис.12.1).
Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичнойсмазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.
/>
Для слива масла из редуктора предусматриваем сливноеотверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.
/>
Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказательП-30 по МН 176-63.
При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла ивоздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию маслачерез уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпусасообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушинуиспользуем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
Для предохранения от вытекания смазочного материала изподшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влагипринимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Дляпредотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попаданияпластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательныекольца.
13. Конструирование крышек подшипников
Расчёт ведём в соответствии с §7.2 [3].
Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.13.1
Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.
Определяющим в конструировании крышки является диаметротверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этогопараметра принимаем по таблице 7.3 [3].13.1 Определение размеров крышки быстроходногоподшипника
/>
Наружный диаметр быстроходного подшипника D = 90 мм, принимаем δ=6мм, d =8 мм, z =4.Толщина фланца крышки:
δ1 =1,2 = 1,2 δ= 1,2·6 = 7.2мм
принимаем δ1 = 1мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ=6мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 90 + 4·8 = 122мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:
C = d = 8мм13.2 Определение размеров крышки тихоходного подшипника
Наружный диаметр тихоходного подшипника D=170мм, принимаем δ =8мм, d =12мм, z =6. Толщина фланца крышки:
δ1 = 1.2δ= 1.2·8 = 9.6мм
принимаем δ1 =10мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ= 8мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 170 + 4·12 = 218мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:
C = d= 12мм.
14. Конструирование корпуса редуктора
Редуктор вместо указанного в задании вертикальногоисполнения будет иметь обычное горизонтальное исполнение, посколькувертикальное исполнение редуктора не позволит уложиться в указанные в заданиигабариты.
Поскольку предполагается мелкосерийное, а не единичноепроизводство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Такимобразом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокойпроизводительности.
Корпус состоит из двух частей крышки и картера, соединённыхмежду собой болтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышкуотносительно корпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ3129-70. Подшипниковые узлы закрываются точёными привертными крышками. Картер икрышку привода отливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливокпроизводят механическую обработку плоскостей и отверстий.
Для определения размеров корпуса используем данные главы 11[3].
Толщина стенки картера и крышки:
/>
принимаем δ = 12 мм.
где Т — вращающий момент на тихоходном валу редуктора.
Толщина фланца корпуса и крышки:
b = 1.5δ = 1.5·12 = 18мм
Ширина фланца корпуса и крышки:
l = 2.2δ = 2.2·12 = 26.4мм
принимаем l =27 мм.
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:
/>
принимаем d =12 мм.
Диаметр болтов крепления редуктора к раме:
dф = 1,25 d= 1.25·12 = 15мм
принимаем dф =16мм.
Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:
dшт = 0,8d = 0.8·12 = 9.6мм
принимаем dшт =10мм.
Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лапрасположенных по углам корпуса. Размеры лап принимаем в соответствии с рис.14.1
Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в видеплатиков.
/>
Прочие размеры корпуса и его конструктивные формыопределяются прорисовкой.
Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышкипредусматриваем проушины.
Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк вкрышке закреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72. Рис.14.1
15. Конструирование рамы
Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположенияэлементов привода применяем сварную раму.
Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размерырамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полкаминаружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.
Элементы привода крепятся к раме при помощи болтовогосоединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов навнутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбыустанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных длякрепления рамы к полу.
Компенсация вытяжки ремней ремённой передачи и обеспечениепостоянного натяжения ремней достигается за счёт горизонтального перемещениядвигателя. Для этого отверстия под установку болтов имеют овальную форму. Двигательв нужном положении фиксируется установочными болтами.
К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов сконическими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаютсяцементом.
Для безопасности обслуживающего персонала предусматриваемкожух, закрывающий элементы открытой ремённой передачи. После монтажа вокругпривода должно быть установлено ограждение.
16. Сборка редуктора и монтаж привода16.1 Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательноочищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежомредуктора, начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники,предварительно нагретые в масле до температуры 80 — 100 °С.
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатоеколесо; затем надевают дистанционные втулки и устанавливают подшипники,предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора инадевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки икорпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус припомощи двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлическихпрокладок для регулировки.
Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываютманжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (ваты должныпроворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец быстроходного вала в шпоночную канавкузакладывают шпонку и устанавливают шкив.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки,указывающие уровень масла.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстиекрышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранныйредуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе,установленной техническими требованиями.16.2 Монтаж привода
После монтажа рамы и установки барабана к раме крепятредуктор, контролируя при установке соосность тихоходного вала редуктора и валабарабана.
Далее соединяют валы редуктора и барабана муфтой.
Устанавливают в соответствующее отверстие двигатель и крепятк выходному валу двигателя при помощи шпонки быстроходный вал ремённой передачи.Болты двигателя закручивают, но не затягивают, давя ему возможностьгоризонтального перемещения. Установочными винтами устанавливают двигатель внужное положение, контролируя натяжение ремней передачи. Затягивают болтыкрепящие двигатель.
Проводят обкатку двигателя в течение 30 минут.
Монтируют кожухи ограждения.
Заключение
В результате работы над проектом был разработан приводленточного транспортёра для перемещения песка и щебня в карьере, полностьюотвечающий требованиям технического задания.
Список литературы
1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора машиностроителя» М.: Машиностроение1978.
2. Васильев В.З. «Справочные таблицы по деталям машин» М.: Машиностроение1966.
3. Дунаев П.Ф. «Детали машин. Курсовое проектирование» М.: Высшаяшкола 1990.
4. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» М.: Машиностроение1979.