|
Привод цепного конвейера
Привод цепного конвейера
2 Московский Институт Стали и Сплавов Новотроицкий филиал Кафедра “ТиТМП" “ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА” Пояснительная записка Вариант № 3. Студент: Группа: Руководитель проекта: Гавриш П.В. Новотроицк 2002 г. Оглавление - 1. Техническое задание
- 2. Введение
- 3. Кинематический и силовой расчет привода
- 3.1 Выбор электродвигателя
- 3.2 Передаточные числа элементов привод
- 3.3 КПД редуктора и привода
- 3.4 Крутящие моменты на валах
- 4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи
- 4.1 Выбор материалов колес ступени
- 4.2 Определение основных параметров ступени
- 4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи
- 5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
- 5.1 Определение допустимых напряжений
- 5.2 Расчет зубьев на выносливость
- 5.3 Расчет зубьев на статическую прочность
- 6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
- 6.1. Предварительный расчет и конструирование валов
- 6.2. Проверочный расчет тихоходного вала
- 6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- 6.2.2 Расчет вала на выносливость
- 6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала
- 6.4 Выбор муфт
- 7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода
- 7.1 Корпус редуктора
- 7.2 Рама привода
- 8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения
- 8.1 Смазка зубчатых колес
- 8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов
- 9. Охрана труда, техническая эстетика
- 10. Заключение
- 11. Библиографический список
1. Техническое заданиеТехническое задание № 1.Выдано студенту: Волобуеву Сергею Александровичу группы ОМД-2000-23 на разработку проекта по курсу прикладная механика.Тема курсового проекта: Проектирование зубчатого редуктора.Исходные данные:Тяговая сила ленты F, кН - 5,8Скорость ленты v, м/с - 0,50Шаг тяговой цепи P, мм - 100Число зубьев звёздочки z - 7Допускаемое отклонение скорости ленты д,% - 6Срок службы привода Lr, лет - 4Режим работы средний.Критерий эффективности минимальная стоимость.Характер работы нереверсивный.Тип редуктора горизонтальный.Схема редуктора развернутая.Сроки выполнения: |
Наименование этапа | % | Неделя | | Проектировочный расчет | 20 | 3 | | Эскизная компоновка | 20 | 5 | | Сборочный чертеж | 20 | 7 | | Чертеж общего вида | 20 | 9 | | Оформление проекта | 20 | 11 | | Защита проекта | 20 | 12 | | |
График выполнения Дата выдачи 10.02.2002 г. Руководитель проекта: Гавриш П.В. () 2. ВведениеПривод к лесотаке применяется в лесоперерабатывающей промышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавления их из реки. В нее входят следующие составляющие:натяжное устройство;цепная передача;тяговая передача;цилиндрический редуктор;двигатель;упругая муфта со звездокой.3. Кинематический и силовой расчет привода3.1 Выбор электродвигателяТребуемая мощность электродвигателя:где Рм = F•v - мощность рабочей машины;F - тяговая сила лентыv - скорость лентыРм =5,8•0,50=2,75кВт пр =пк3•муфты•ззз2•пс2•цп4, КПД привода, гдепк=0,99муфты=0,99ззз=0,96цп=0,91пс=0,98 пр =0,986•0,99•0,992•0,914•0,96=0,566Рэд = 2,75/0,566 = 5,13 кВт.В качестве двигателя возьмем асинхронный электродвигатель, единой серии общего назначения 4А по ГОСТ I9523-8I, с ближайшей номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт /5, с. I05/, которой соответствуют четыре типа электродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Для приводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа 4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим эд=1000 об\мин и кратностью максимального моментаг=Тпуск/Тном=2,0электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритными установочными и присоединительными размерами приведен на рис.9 /7, с.519-620/.3.2 Передаточные числа элементов приводОбщее передаточное число привода:Uпр=nэд/nрм, где nэд=1000 об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя.nрм= 60•1000• v/ (р•D),D=Р•z/Dnрм=60•0,50/ (100•10-3.7) =42,9 об/мин.Uпр =1000/42,9 = 23,3.Передаточное число редуктора определяется по формулеUред=Uпр/Uопгде Uоп - передаточное число открытой ременной передачи (рис.8). Принимая предварительно Uоп= 4 \5. с.103\, получим Uред =23,3/5=4,66.В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используем одноступенчатый редуктор, передаточное число которого Uред=5,6Уточненное передаточное число открытой ременной передачиUоп=Uпр/Uред= 23,3/4,66 = 5,0.3.3 КПД редуктора и приводаКПД одноступенчатого цилиндрического редуктора (рис.10)ред=зз. пк2, гдезз - КПД зацепления одной пары зубчатых колес;пк - КПД одной пары подшипников качения. Принимаязз = 0,96 и пк =0,99 \ 5. с.107\ получим:ред=зз. пк2Общий КПД привода лесотаски равен: пр = 0,566.(пр не изменяется так как редуктор остался прежним).3.4 Крутящие моменты на валахЧастоты вращения быстроходного nб и тихоходного nт валов редуктора равны ответственно:nб =nэд/Uмуфты=1000/1=1000 об/мин;nт =nб/Uред=1000/5,0 = 200 об/мин.Мощность на тех же валах:Рб=Рэд•м•пк =5,5•0,99•0,99 = 5,39 кВт;Рт=Рб•ред=7,35•0,894=5,07 кВт;Крутящие моменты на быстроходном Тб, и тихоходном Тт валах редуктора:Тт= 9550•Рт/ nт = 9550•5,07/200=242,1 Н•м;Тб=9550•Рб/nб=9550•5,39/1000=51,5 Н•м.4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи4.1 Выбор материалов колес ступениПо величине крутящего момента на тихоходном валу редуктора выбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.Таблица I. Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени|
Индекс колеса | Марка стали ГОСТ | Термообработка | Твердость HRC | Напряжения, МПа | Базовое число циклов | | | | | | Т | В | HP | HP max | FP | FP max | N | N | | 1 | 45 1060-74 | Закалка | 45 | 800 | 1000 | 800 | 2460М | 240 | 430 | 60 | 4 | | 2 | 45 1060-74 | Закалка | 45 | 800 | 1000 | 800 | 2460 | 240 | 430 | 60 | 4 | | |
Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни Nне1 и колеса Nне2 /6. с.43/ Nне1=60•nт•t0•н Nне2=60•nб•t0•н где t0 =21024 ч - расчетный срок службы привода, н - параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен н =0,5 /2. с.95/. Nне1= 60•178,6•21024•0,5=1,126•I08 циклов; Nне2=60•1000•21024•0,5=6,307•108 циклов. Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\ Для шестерни: Для колеса: , где NHO1=NНО2=60•106 - базовое число циклов (табл.1); КHL1=6v60•106/1,126•108 =1,001; принимаем КHL1=1; КHL2=6v60•106/6,307•108 = 0,97; принимаем КHL2=1; Допускаемые контактные напряжения для шестерни НР1 и колеса НР2 /5. с.113/: НР1=0НР1• КHL1, НР2=0НР2• КHL2 Где 0НР1 =0НР2=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1); НР1=800•1,001=800,8 МПа, НР2 =800•0,97=776 МПа; для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е. НР=НР2=800 МПа. 4.2 Определение основных параметров ступениС целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с.10/где Uт=Uред=5,0 - передаточное число; ТТ=242,1 Н•м - крутящий момент на ведомом колесе; НР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; а - коэффициент ширины колеса. Принимая а =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получимат? (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) 2 ) 1/3 =113,2;Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТС•ск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.Ширина колеса:b2=а•аТ=0,25•160=40 мм.Ширина шестерни:b1= b2+ (5…10) мм =46 мм.Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.mn= (0.02…0.035) • аТ=0,02•160=3,2 мм.Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.Задавая предварительно угол наклона зубьев =15, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев z= z1+z2.z=2ат•Cos/mn=2•160•Cos15/3,0103,z1= z/ (uT+1) =125/ (5,6+1) 17,z2=z - z1=125-19=86.Фактический угол наклона зубьев=arcos (mn*z/2aT) =arcos (3,0 •103/ (2•160)) =15,07основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачиuред=5,0. Отклонение Uред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.Таблица 2Основные параметры закрытой зубчатой передачи: |
Наименование параметра | Расчетная формула | Ступень передачи | | Межосевое расстояние, мм | A= (d1+d2) /2 | 160 | | Модуль зацепления нормальный, мм | mn= (0.02…0.035) · а | 3,0 | | Модуль зацепления торцовый, мм | Mt=mn/Cos | 3,11 | | Угол наклона зубьев, град | =arcos (z·mn/2a) | 15,07 | | Шаг зацепления нормальный, мм | Pn=·mn | 9,42 | | Шаг зацепления торцовый, мм | Pt=·mе | 9,77 | | Число зубьев суммарное | 2аCos/mn | 103 | | Число зубьев шестерни | z1= z/ (1+u) | 17 | | Число зубьев колеса | Z2=z-z1 | 86 | | Передаточное число | U=z2/z1 | 5,0 | | Диаметр делительный колеса, мм | d2=z2·mt | 267 | | Диаметр делительный шестерни, мм | D1=z1·mt | 53 | | Диаметр впадин колеса, мм | dj2=d2-2,5mn | 260 | | Диаметр впадин шестерни, мм | Dj1=d1-2,5mn | 45 | | Диаметр вершин колеса, мм | Da2=d2+2mn | 273 | | Диаметр вершин шестерни, мм | Da1=d1+2mn | 59 | | Ширина колеса, мм | B2=a·a | 40 | | Ширина шестерни, мм | b1 =b2+ (5…10) | 46 | | Окружная скорость, м/с | =·n1·d1/60·1000 | 2,72 | | Степень точности зацепления | ГОСТ 1643-72 | 9-B | | |
Окружные скорости колес по делительным окружностям: для ступени х=р?nT•d2/ (60•1000) =3,14•194,56•267/ (60•1000) =2,72 м/с; По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/. Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fа усилия, действующие в зацеплении ступени Ft=2•TT/d2=2•242,1/267=1,814 кН; Fr= Ft•tgб/Cos=1,814•tg20/Cos15=0,684 кН; Fа= Ft•tg=1.814•tg15= 0,484 кН; 5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба5.1 Определение допустимых напряженийЭквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:NFE1=60•nб•t0•F; NFE2=60•nT•t0•F, где F - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен F=0,2 /2. с.95/;NFE1=60•1000•9928•0,2=1, 19•108 циклов;NFE2=60•200•9928•0,2=2,39•107 циклов.Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:Принимаем KFL1=KFL2=1. KFL1=9vNFO1/NFE1 = 0,7;KFL2=9vNFO2/NFE2 = 0,82;Допускаемые напряжения изгиба для шестерни FP1 и колеса FP2 /5. c.114/:FP1 =0FP1• KFL1FP2 =0FP2• KFL2, Где 0FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).FP1=240•0,7=168 МПаFP2=240•0,82=197 МПа5.2 Расчет зубьев на выносливостьДействующие напряжения изгиба /7. с.101/:F =Y•YF•KF•Ft/ (b2•m)В этой формуле Ft=1814 Н - окружное усилие; b2=40 мм - ширина колеса; mn=3,0 мм - модуль зацепления;коэффициент наклона зуба Y=1-/140=1-15/140=0.90;коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьевZ=Z/Cos3; для Z1=Z1/Cos3=17/Cos31520,0 иZ 2=Z2/Cos3=90/Cos315100,0 находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формулеKF=KF•KF•KF, где KF - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KF=1/7. с.92/; KF - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KF= K0F=1,06. KF - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости =2,72 м/с равен KF=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1•1,06•1,03=1,814.Окончательно получим:F1 =0,9•4,1•1,092•1790/ (46•3) =52,1 МПа.F2 =0,9•3,6•1,092•1790/ (40•3) =52,8 МПа.Поскольку эти значения меньше допустимых F1=F1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.5.3 Расчет зубьев на статическую прочностьДействующие напряжения изгиба при перегрузке Fmax=F? г, где г=Тпуск/Тном=2,0коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);F1max = 94•2=188 МПа,F2max =95•2=190МПа.Поскольку эти значения меньше допускаемых:F1max =F2max=430 МПа (табл.1), статическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи6.1. Предварительный расчет и конструирование валовВ качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:в=520 МПа; т=280 МПа; фт=170 МПа; -1 =150 МПа;ф-1 =150 МПа, ф=0.Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/dТВ = (5…6) 3vТт =34,3 мм, dБВ = (7…8) 3vТб =28 мм.Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 ммДиаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.6.2. Проверочный расчет тихоходного вала6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментовТаблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора: |
Индекс вала | Обозначение подшипника | Размеры, мм | Грузоподъемность, кг | | | | d | D | B | R | C | Co | | | | | | | | | | | Б | 206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10,0 | | Т | 208 | 40 | 80 | 18 | 2 | 32 | 17,8 | | |
Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d2/2134 мм - из табл.3 (см. п.4.2). Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4: Ft= 1,814 кН, Fr = 0,648 кН, Fa= 0,484 кН. Поперечную силу Fм, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/. FM = 0,3•Fr = 0,3•1,814 = 0,544 кН. Определяем опорные реакции от сил Fr и Fа (плоскость YOZ): Таблица 4 |
Индекс вала | Диаметр вала, мм | Размеры шпонки, мм | Момент сопротивления вала, СИ | | | | B | H | l | t1 | t | Wu | Wk | | Б | 28 | 8 | 7 | 51 | 4,0 | 3,3 | | | | Т | 34 | 10 | 8 | 57 | 5,0 | 3,3 | | | | Т | 48 | 14 | 9 | 59 | 5,5 | 3,8 | | | | |
Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора. МВ=0; YA• (l1+l2) - Fr•l2+Fa•R=0; YA= (684•0,057-484•0,1335) /0,108= - 0,2373 кН; МА=0; YB• (l1+l2) - Fr•l1-FA•R=0; YB= (684•0,057+484•0,1335) /0,108= 0,9213кН. Проверяем правильность определения реакций Y=0; YA-Fr+YB=0; 0,2373-0,684+0,9213=0; 0=0. Строим эпюру изгибающего момента МУ: McУ=Ya·l1= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м; Mc'У=Yв·l2=921,3·0,057=52,514 Н·м; Определим опорные реакции от силы Ft (плоскость XOZ): МВ=0; ХА· (l1+l2) - Ft·l2=0; ХА= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН; МА=0; ХВ· (l1+l2) - Ft·l1=0; ХВ= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН. Проверяем правильность определения реакций Х=0; ХА-Ft+ХВ=0; 0,957-1,814+0,875=0; 1,814-1,814=0. Строим эпюру изгибающего момента МХ: Mcх=Хa·l1=957·0,051=48,81 Н·м; Mc'х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м; Строим эпюру изгибающего момента МU от совместного действия сил Ft, Fr, Fа (рис.14. г): Мuc= ( (Мхс) 2+ (Мус) 2) 1/2 =50,29 Н·м; Мuc'= ( (Мхс') 2+ (Мус') 2) 1/2 =71,72 Н·м; Определим опорные реакции от силы FМ: МВ=0; - RАМ · (l1+l2) - FМ·l3=0; RАМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН; МА=0; - RВМ· (l1+l2) - FМ· (l1+l2+l3) =0; RВМ=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН. Проверяем правильность определения реакций: FМ=0; RАМ + FМ - RВМ=0 0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0. Строим эпюру изгибающего момента ММ от силы: Мвм= RАМ · (l1+l2) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м; Мсм= RАМ ·l1= 297·0,051 =15,44 Н·м; Мс'м= RАМ ·l2= 297·0,057 =16,93 Н·м; Строим эпюру суммарного изгибающего момента М от совместного действия всех сил (рис.14. е): Мc =Мcu+Mcm =50,29+15,44=65,73 Н·м, Мc' =Мc'u+Mc'm =71,72+16,93=88,65 Н·м, МB =МBu+MBm =0+32,08=32,08 Н·м, Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Тт=242,1 Н·м. 6.2.2 Расчет вала на выносливостьВ опасном сечении вала в точке С' (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент ТТ=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу Wu и кручению WK с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны Wn=14,5·10-6 м3 и WK=30,8·10-6 м3 (табл.4).Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S и касательных S напряжениям:S=-1/ (·K/·),S=2-1/ ( ( (K/·) +)),где -1=250 МПа, -1=150 МПа, =0 (см. п.6.1);K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; и - масштабные факторы; - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей =250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K/=3.46 /7. с.300/ и K/=1+0.6 ( (K/) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.Примем шероховатость поверхности вала Rt?20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.S=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;S=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.Общий коэффициент запаса прочности в опасном сеченииS= S· S/ (S2 +S2) 1/2=17,8·85, 19/ (17,82+85, 192) 1/2=17,42.Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S] =2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.Расчет вала на статическую прочность.При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба пик и кручения пик в опасном сечении:пик = ·=4,51.106.2 = 9,02 МПа,пик=·=7,86.106·2= 15,72 МПа.Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя =2 (см. п.3.1).Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SТ и касательным ST пиковым напряжениям:SТ= Т/пик=280/9,02=31,04;ST =T/пик=170/15,72=10,81.Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:SТ= SТ· SТ/ (SТ2 +SТ2) 1/2=31,04·10,81/ (31,042+10,812) 1/2=10,21Так как эта величина больше допускаемого значения [S] =1,7, то статическая прочность вала обеспечена.Проверка шпонок на смятие.Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:см= 2T/ (lP· (h-t) ·d) ? [см],где Т = 351,3·10З Н·мм - передаваемый крутящий момент; lP - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна lP =lк-b, l,b,h и t - размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [см] =800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:СМ=2·242,1·103/ ( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПаСМ < [СМ] =800 МПа.Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:СМ=2·242,1·103/ ( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПаСМ < [СМ] =800 МПа,следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.6.3 Расчет подшипников качения тихоходного валаСуммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):Fra = (X2A+Y2A) 1/2+RAM = ( (0,957) 2+ (0,285) 2) 1/2+0,297 = 1,296 кН;Frb = (X2B+Y2B) 1/2+RBM = ( (0,857) 2+ (0,9213) 2) 1/2+0,842= 2,10 кН;Будем считать, что осевая нагрузка Fra=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная Frb=2,10 кН и осевая Fab=0,225 кН нагрузки.Эквивалентную статическую нагрузку СОВ определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:C'OB= Frb=1,716 кН,C''OB=X0· Frb+Y0· Fab=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,где Х0 и Y0 - коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х0=0,6 и Y0=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно СОВ= 0,89 кН.Коэффициент осевого нагружения при отношении Fab/COB=0,225/0,89=0,25 для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.Эквивалентная динамическая нагрузкаP= (V·X·Frb+Y·Fab) ·K·KT,Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.Fab/ (V·Frb) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;Кb=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100С /7. с.359/;P= (1·1·1,296+0·0,225) ·1·1=1,521 кН.Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)бh=106/ (60·nT) · (C/P) 3 ;бh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов.эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.6.4 Выбор муфтДля соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при dM=28 мм (рис.9) иТ = TТ = 242,1 Н·м (см. п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7, с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.67. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода7.1 Корпус редуктораКорпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния аТ=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.7.2 Рама приводаНесущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора - М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения8.1 Смазка зубчатых колесСмазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при = 2,72 м/с иН=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм2/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2dа2 /3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)Vмасла= 18,2.351.62.10-3= 396,1дм3.8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узловПоскольку наибольшее значение произведения dср·n= 60·1000=6·104 мм·об/мин (где - dср средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·103 мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки.9. Охрана труда, техническая эстетикаCцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.10. ЗаключениеВ соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод пластинчатого двухпоточного конвейера" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес11. Библиографический списокБасов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, - М.: Металлургия, 1984, - 352 с. Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд. МИСиС, 1986. - 104 с. Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с. Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. - М.: изд. МИСиС, 1979, - 120 с. Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985. - 184 с. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.
|
|