Разработка привода скребкового транспортёра с одной цепью

ID: 43236

Название работы: Разработка привода скребкового транспортёра с одной цепью

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Выбор твердости термической обработки и материала колес Для изготовления колёс выбираем сталь 45 термообработка улучшение до 192240НВ МПа МПа. Для изготовления шестерен выбираем сталь 40Х термообработка азотирование до 5559HRC твёрдость сердцевины зуба 2630HRC МПа МПа. Для колёс: МПа. Для шестерен: МПа.

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-11-06

Размер файла: 1.85 MB

Работу скачали: 4 чел.

Введение

Высокопроизводительная работа современного предприятия невозможна без правильно организованных и надежно работающих средств промышленного транспорта. Уровень его развития в большей степени определяется уровнем машиностроения.

Машины прочно вошли в жизнь общества. В настоящее время трудно найти предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное развитие наук, медицины, искусства, требующих совершенных инструментов и материалов, не могли бы удовлетворяться потребности населения в предметах широкого потребления.

При проектировании машин должны реализовываться мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения. В связи с этим должны решаться основные проблемы, связанные с конструированием машин:

Повышение надежности и ресурса машин.
Уменьшение материалоемкости конструкций путем их оптимизации, совершенствования расчетов, выбора оптимальных и новых материалов и упрочнений.
Уменьшение энергозатрат путем обеспечения совершенного трения и повышения КПД механизмов.
Проектирование технологичных деталей.

Содержание

Введение …………………………………………………………………………………………..3

1. Техническое задание…………………………………………………………………………...5

2. Техническое предложение……………………………………………………………………..5

2.1. Назначение узлов и проектируемого привода в целом…………………………………….5

2.2. Выбор компоновки привода…………………………………………………………………5

2.3. Выбор электродвигателя……………………………………………………………………..6

2.4. Кинематический расчёт……………………………………………………………………...7

2.5. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс……………………………8

2.6. Допускаемые контактные напряжения……………………………………………………...9

2.7. Допускаемые напряжения изгиба………………………………………………………….10

2.8. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи……………………………………………….11

2.8.1. Межосевое расстояние……………………………………………………………………11

2.8.2. Ширина колёс……………………………………………………………………………..11

2.8.3. Модуль……………………………………………………………………………………..11

2.8.4. Суммарное число зубьев и угол наклона………………………………………………..11

2.8.5. Число зубьев шестерни и колеса…………………………………………………………12

2.8.6. Фактическое передаточное число………………………………………………………..12

2.8.7. Диаметры колёс…………………………………………………………………………...12

2.8.8. Силы в зацеплении………………………………………………………………………..13

2.8.9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям………………………………….14

2.8.10. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба……………………………………….15

2.8.11. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки………..16

3. Расчёт клиноременной передачи…………………………………………………………….18

4. Эскизный проект……………………………………………………………………………...19

4.1. Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников………………19

4.2. Расчёт соединений валов с установленными на них деталями…………………………..21

4.3. Эскизная компоновка редуктора…………………………………………………………...21

4.4. Расчёт валов привода на прочность………………………………………………………..22

4.5. Расчёт подшипников для валов привода…………………………………………………..32

4.6. Расчёт предохранительной муфты…………………………………………………………36

4.7. Определение размеров элементов корпуса, крышек и других деталей………………...37

Заключение……………………………………………………………………………………….38

Библиографический список……………………………………………………………………..40

Приложения……………………………………………………………………………………...41

1. Техническое задание

Разработать привод скребкового транспортёра с одной цепью, имеющий минимальную стоимость и состоящий из: электродвигателя, клиноременной передачи, редуктора, шариковой муфты, барабана. Тип графика I. Ft = 2000 Н – тяговое усилие на барабане, V = 1,4 м/с – окружная скорость вала, D = 500мм – диаметр рабочего органа, В = 550 мм – длина барабана, срок службы привода 8 лет, работа в 1 смену.

2. Техническое предложение

2.1. Назначение узлов и проектируемого привода в целом

Электродвигатель - преобразует электрическую энергию в механическую, создавая вращающий момент.

Клиноременная передача служит для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора, также для предохранения механизма от перегрузки.

Редуктор предназначается для понижения угловой скорости и увеличения крутящего момента.

Муфта шариковая служит для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана, защищает приводные устройства от перегрузок.

Исполнительным механизмом является звёздочка.

2.2. Выбор компоновки привода

Целью разработки технического предложения является определение кинематической схемы будущего привода, соответствующего техническому заданию.

Зная параметры выходного звена привода, и учитывая требования, предъявляемые к нему, рассчитаем предварительные размеры возможных компоновок привода при помощи ЭВМ. Для составления компоновок использовали: коническо-цилиндрический горизонтальный (2-х ст.) редуктор; планетарный (2-х ст.) редуктор; цилиндрический соосный горизонтальный однопоточный (2-х ст.) редуктор, червячный горизонтальный редуктор и цилиндрический развёрнутый (2-х ст.) редуктор. Полученные результаты включают в себя: габаритные размеры основных узлов привода, кинематические характеристики и подбор электродвигателя.

Анализируя полученные схемы компоновок с учетом требования по минимальной стоимости привода, примем для дальнейшего расчета компоновку, состоящую из электродвигателя АИУ 100/4, клиноременной передачи, цилиндрического развернутого двухступенчатого редуктора, предохранительной муфты и звёздочки.

Полученные при расчете на ЭВМ кинематические характеристики примем за исходные данные для дальнейшего расчета привода.

2.3. Выбор электродвигателя

Расчёт приводной установки начинают с выбора электродвигателя и определения общего передаточного числа привода.

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность электродвигателя

, (1)

где Рвых - мощность на выходе (потребляемая)

, (2)

где Ft – тяговое усилие.

V – скорость.

кВт.

ηвых - общий КПД привода.

, (3)

где ηз = 0,97 - КПД зубчатой передачи,

ηр = 0,95 – КПД ременной передачи,

ηоп = 0,99 - КПД опор.

Подставим известные КПД в формулу (2), находят общий КПД:

кВт

Частота вращения приводного вала

, (4)

где D – диаметр звёздочки.

мин-1

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

, (5)

где - передаточное число быстроходной ступени редуктора.

- передаточное число тихоходной ступени редуктора.

- передаточное число клиноременной передачи.

мин-1.

Выбранный электродвигатель АИР 100S4 Р = 3 кВт,

n = 1435 мин-1.

Рисунок 1 - Электродвигатель

2.4. Кинематический расчет

Общее передаточное число привода

, (6)

Передаточное число редуктора:

, (7)

Передаточное число тихоходной ступени:

, (8)

Передаточное число быстроходной ступени:

. (9)

Вычисляем частоту вращения и вращающие моменты на валах передачи

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

, (10)

мин-1

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени) двухступенчатых редукторов:

, (11)

мин-1.

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

, (12)

мин-1.

Вращающий момент на приводном валу:

, (13)

Н∙м.

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

, (14)

Н∙м,

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени):

, (15)

Н∙м.

Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени:

(16)

Н∙м.

2.5. Выбор твердости, термической обработки и материала колес

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материал для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.

Выбор твердости термической обработки и материала колес

Для изготовления колёс выбираем сталь 45, термообработка – улучшение до 192…240НВ, МПа, МПа.

Для изготовления шестерен выбираем сталь 40Х, термообработка - азотирование до 55…59HRC (твёрдость сердцевины зуба 26…30HRC), МПа, МПа.

2.6. Допускаемые контактные напряжения

, (17)

где - предел контактной выносливости.

Для колёс: МПа.

Для шестерен: МПа.

SН - коэффициент безопасности.

Для колёс: SН = 1,1.

Для шестерен: SН = 1,2.

- коэффициент долговечности.

, (18)

где - базовое число циклов.

Для 210НВ: .

Для 50…59HRC (≈550НВ): .

, (19)

где - число циклов напряжений для колеса второй ступени.

, (20)

где n – частота вращения выходного вала.

tΣ – суммарный cрок службы передачи.

, (21)

где L – срок службы.

Кгод – коэффициент использования передачи в году.

Ксут – коэффициент использования передачи в сутках.

ч.

Тогда

Принимаем ZN = 1.

МПа.

Для колеса первой ступени:

МПа.

Для шестерни первой ступени:

МПа.

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени:

, (22)

МПа › .

Принимаем ,

МПа.

2.7. Допускаемые напряжения изгиба

Для колёс:

МПа.

Для шестерен:

МПа.

Эквивалентное число циклов:

(23)

Передача не реверсивная.

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: .

Коэффициент долговечности: .

, (24)

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:

Для колёс:

МПа.

Для шестерен:

МПа.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:

Для колёс:

МПа.

Для шестерен:

МПа.

2.8. Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.8.1. Межосевое расстояние

, (25)

где - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

При этом коэффициент ширины шестерни:

, (26)

где u – передаточное отношение.

- коэффициент концентрации нагрузки:

Епр – приведенный модуль упругости.

- коэффициент концентрации нагрузки.

Тогда:

мм.

Округляем по ряду Ra40 до мм.

2.8.2. Ширина колёс

Ширина колеса:

, (27)

мм.

2.8.3. Модуль

Модуль:

, (28)

где .

мм.

Назначаем m = 2мм.

2.8.4. Суммарное число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев:

, (29)

где βmin – минимальный угол наклона зубьев.

, (30)

(143)

Действительное значение угла:

, (31)

2.8.5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

, (32)

Принимаем z1 = 32.

Число зубьев колеса:

. (33)

2.8.6 Фактическое передаточное число

Фактические значения передаточных чисел не должны отличатся от номинальных более чем на 4.

(34)

Погрешность:

(35)

2.8.7. Диаметры колёс

Предварительный делительный диаметр колеса:

, (36)

мм.

Делительный диаметр:

Шестерни: , (37)

мм.

Колеса: , (38)

мм.

2.8.8 Силы в зацеплении

Рисунок 2– Расчетная схема для определения сил в зацеплении

Окружная сила:

(39)

Радиальная сила:

(40)

Осевая сила:

(41)

2.8.9. Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям

, (42)

Окружная скорость:

(43)

м/с.

9-я степень точности.

, (44)

где - коэффициент динамической нагрузки.

- коэффициент концентрации нагрузки.

Тогда:

Коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям:

, (45)

где .

- коэффициент торцового перекрытия.

(46)

- в рекомендуемых пределах.

Тогда:

МПа›МПа.

Значения и расходятся более чем на 5%. Сблизим их путём изменения ширины колёс по условию:

, (47)

мм.

Модуль мм, принимаем мм.

Предварительный делительный диаметр колеса мм.

Суммарное число зубьев .

Действительное значение угла наклона зубьев .

Число зубьев шестерни , колеса .

Делительный диаметр шестерни мм, колеса мм.

Диаметр окружности вершин шестерни мм, колеса мм.

Диаметр окружности впадин шестерни мм, колеса мм.

Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

Окружная скорость м/с.

Коэффициент динамической нагрузки .

Коэффициент концентрации нагрузки .

- в рекомендуемых пределах.

МПа

МПа ‹ МПа. Недогрузка на 1%.

2.8.10. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

, (48)

где YFS – коэффициент формы зуба.

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба: ,

где - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев.

- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.

(49)

Число зубьев эквивалентной прямозубой шестерни:

, (50)

Число зубьев эквивалентного прямозубого колеса:

, (51)

При х = 0 – коэффициент смещения коэффициент формы зуба шестерни , колеса .

;

Расчёт выполняем по меньшему значению, т.е. по колесу:

Коэффициент расчётной нагрузки:

, (52)

где - коэффициент концентрации нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки.

(53)

Н.

Тогда:

МПа ‹ , условия прочности соблюдаются.

2.8.11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Tпик.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение Hmax не должно превышать допускаемое напряжение []Hmax.

(55)

где – коэффициент перегрузки;

– контактное напряжение.

МПа

(56)

где - предел текучести.

МПа

665,3<2100 условие выполнено.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σFmax изгиба при действии пикового момента не должен превышать допускаемое [σ]Fmax.

(57)

МПа

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки. Для колеса:

=2,74НВ (58)

=2,74·286=783,64 МПа

186,07<783,64 условие выполнено.

Проводим аналогичный расчёт для быстроходной ступени. Поученные данные приведены в таблице 1.

Таблица 1-Результаты расчета второй ступени

Межосевое расстояние, мм	120
ширина колеса тихоходной ступени, мм	36
Модуль передачи, мм	1,25
Суммарное число зубьев	179
угол наклона зубьев	9,033
Число зубьев шестерни	28
Число зубьев колеса	151
Фактическое передаточное число	5,4
Делительный диаметр шестерни, мм	43,636
Делительный диаметр колеса, мм	188,364
Диаметр вершины шестерни, мм	46,636
Диаметр вершины колеса, мм	199,364
Диаметр впадин шестерни, мм	39,886
Диаметр впадин колеса, мм	192,614
Расчетное значение контактного напряжения, МПа	550,8
Допустимое значение контактного напряжения, МПа	556,9
Силы в зацеплении, Н
окружная	4550,9
радиальная	1670,8
осевая	601,4
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса, МПа	96,5
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа	216
Допустимое значение напряжения изгиба в зубьях колеса, МПа	216
Допустимое значение напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа	363
Максимальное контактное напряжение, МПа	728,75
Максимальное напряжение изгиба, МПа
шестерни	253,81
колеса	221,35
допускаемое контактное напряжение, МПа	2100
допускаемое напряжение изгиба, МПа
шестерни	1260
колеса	783,64

3. Расчёт клиноременной передачи

По графику выбираем сечение ремня А.
Принимаем:

Диаметр малого шкива: мм.

кВт.

Геометрические параметры передачи:

Диаметр большого шкива: , (60)

мм.

Предварительное межосевое расстояние:

мм.

Длина ремня:

(61)

мм,

Принимаем мм .

(62)

Угол обхвата ремнём малого шкива:

(63)

- в допускаемых пределах.

4. Определяем мощность, передаваемую одним ремнём:

, (64)

где - коэффициент угла обхвата.

- коэффициент длины ремня.

- коэффициент передаточного отношения.

- коэффициент режима нагрузки.

кВт.

5. Число ремней:

, (65)

, условие удовлетворяется.

6. Предварительное натяжение одного ремня:

, (66)

где V – окружная скорость шкива.

, (67)

где n1 – частота вращения вала электродвигателя.

м/с.

Натяжение ремня:

, (68)

где А = 81∙10-6 м2 – площадь сечения .

ρ – плотность материала ремня.

Н.

7. Равнодействующая нагрузка на вал:

, (69)

где β – угол между ветвями ремня.

, (70)

Н.

При мин-1

Н.

8. Ресурс наработки ремней:

, (71)

где К1 – коэффициент режима нагрузки.

К2 – коэффициент климатических условий.

ч.

4. Эскизный проект

4.1 Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников.

Для быстроходного вала (рис. 3):

мм.

Высота буртика: мм, фаска: мм, мм.

Диаметр посадочной поверхности для подшипника:

, (72)

мм, принимаем мм.

Диаметр участка вала без подшипника:

, (73)

мм, принимаем мм.

Назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный серии 207.

Рисунок 3 – Быстроходный вал

Для промежуточного вала (рис. 4):

Диаметр участка вала под колесо:

, (74)

мм, принимаем мм.

мм, мм, мм.

Диаметр участка вала без подшипника:

принимаем мм.

Назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный серии 207.

Рисунок 4 – Промежуточный вал

Для тихоходного вала (рис. 5):

, (75)

мм, принимаем мм.

мм, мм, мм.

Диаметр посадочной поверхности для подшипника:

, (76)

мм, принимаем мм.

Диаметр участка вала без подшипника:

, (77)

мм, принимаем мм.

Назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный серии 212.

Рисунок 5 – Тихоходный вал

4.2. Расчёт соединений валов с установленными на них деталями

Промежуточный вал

Для подвижного соединения призматической шпонкой выбираем высокую шпонку по ГОСТ 1139-80. При диаметре вала d = 40мм находим:

b = 10мм – ширина шпонки.

H = 9мм – высота шпонки.

Длина шпонки:

, (78)

где Т – вращающий момент на валу.

Σсм – напряжение смятия.

мм.

Для тихоходного и быстроходного валов расчет шпоночного соединения проведем аналогично, и результаты сведем в таблице 2.

Таблица 2 – результаты расчёта

	Быстроходный вал	Тихоходный вал
Диаметр вала d, мм	26	70
Ширина шпонки b, мм	8	20
Высота шпонки h, мм	7	12
Расчётная длина, lр, мм	46	70

4.3. Эскизная компоновка редуктора

Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» (рис. 6):

. (79)

Наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс:

, (80)

мм.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс:

, (81)

мм.

Рисунок 6 - Компоновка

4.4. Расчет валов привода на прочность

Тихоходный вал:

Материал – сталь 40Х, МПа, МПа.

Окружная сила Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

, (82)

Н∙м.

, (83)

Н.

Горизонтальная плоскость:

Н.

Вертикальная плоскость:

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок 7 – Эпюры моментов

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: I – I под колесом, ослабленное шпоночным пазом и сечение II – II рядом с подшипником, ослабленное выточкой.

Для первого сечения изгибающий момент:

Н∙мм.

Крутящий момент:

Н∙мм.

Напряжение изгиба:

, (84)

МПа.

Напряжение кручения:

, (85)

МПа.

Пределы выносливости:

, (86)

МПа,

, (87)

МПа,

, (88)

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

, (89)

, (90)

где и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений.

и - постоянные составляющие.

МПа,

МПа.

Запас сопротивления усталости по изгибу:

, (91)

где и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Кd = 0,69 – масштабный фактор поверхности.

КF = 0,9 – фактор шероховатости поверхности.

Кσ = 2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе.

Запас сопротивления усталости по кручению:

, (92)

где Кτ =2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении.

Запас сопротивления усталости:

(93)

Для второго сечения изгибающий момент:

, (94)

Н∙мм.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Радиус галтели мм; .

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

МПа;

МПа.

Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости: , .

Запас сопротивления усталости по изгибу: .

Запас сопротивления усталости по кручению:.

Запас сопротивления усталости: .

Больше напряжено второе сечение.

Проверяем статическую прочность при перегрузках. При перегрузках напряжения удваиваются и для второго сечения:

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Эквивалентное напряжение:

(95)

, (96)

МПа.

МПа ‹ МПа.

Проверка жёсткости вала.

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Средний диаметр мм.

Полярный момент инерции сечения вала:

, (97)

мм4.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:

, (98)

где Е = 2,1∙105 – приведенный модуль упругости.

мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:

(99)

Суммарный прогиб:

, (100)

мм.

Допускаемый прогиб:

мм.

Условия прочности и жёсткости выполняются.

Быстроходный вал

Материал – сталь 40Х, МПа, МПа.

Окружная сила Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

Н.

Горизонтальная плоскость:

Н.

Вертикальная плоскость:

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок 8 – Эпюры моментов

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: I – I под шестерней, и сечение II – II рядом с подшипником, ослабленное выточкой.

Для первого сечения изгибающий момент:

Н∙мм.

Крутящий момент:

Н∙мм.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Пределы выносливости:

МПа,

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

МПа;

МПа.

Запас сопротивления усталости по изгибу: .

Запас сопротивления усталости по кручению: .

Запас сопротивления усталости: .

Для второго сечения изгибающий момент: Н∙мм.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Радиус галтели мм; .

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

МПа;

МПа.

Запас сопротивления усталости по изгибу: .

Запас сопротивления усталости по кручению:.

Запас сопротивления усталости: .

Больше напряжено второе сечение.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Эквивалентное напряжение: МПа ‹ МПа.

Проверка жёсткости вала.

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Средний диаметр мм.

Полярный момент инерции сечения вала: мм4.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr: мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:

Суммарный прогиб: мм.

Условия прочности и жёсткости выполняются.

Промежуточный вал:

Материал – сталь 40Х, МПа, МПа.

Горизонтальная плоскость:

Н.

Вертикальная плоскость:

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок 9 – Эпюры моментов

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: I – I, ослабленное шпоночным пазом и сечение II – II под колесом, под шестерней, ослабленное прессовым соединением.

Для первого сечения изгибающий момент: Н∙мм.

Крутящий момент Н∙мм.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения:

(101)

МПа.

Пределы выносливости:

МПа,

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

МПа;

МПа.

Запас сопротивления усталости по изгибу: .

Запас сопротивления усталости по кручению: .

Запас сопротивления усталости:

Для второго сечения изгибающий момент:

Н∙мм.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении:, .

Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности: , .

МПа;

МПа.

Запас сопротивления усталости по изгибу: .

Запас сопротивления усталости по кручению:.

Запас сопротивления усталости: .

Больше напряжено второе сечение.

Напряжение изгиба: МПа.

Напряжение кручения: МПа.

Эквивалентное напряжение: МПа ‹ МПа

Проверка жёсткости вала.

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Средний диаметр мм.

Полярный момент инерции сечения вала: мм4.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr: мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:

Суммарный прогиб: мм.

Условия прочности и жёсткости выполняются.

4.5. Расчёт подшипников для валов привода

Быстроходный вал:

Реакции опор:

, (102)

Н.

, (103)

Н.

Предварительно выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный серии №307 (рис.10).

Рисунок 10 – Подшипник серии №307

Динамическая грузоподъёмность кН.

Статическая грузоподъёмность кН.

мин-1.

Предварительно находим:

Коэффициент вращения ; е = 0,22.

‹ е.

Коэффициенты радиальной и осевой сил: X = 0,56, Y = 1,45.

Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки .

Температурный коэффициент .

Условная постоянная радиальная сила:

, (104)

Н.

Эквивалентная долговечность:

, (105)

где =0,5.

ч – суммарное время работы подшипника.

ч.

, (106)

млн.об.

Динамическая грузоподъёмность:

, (107)

где - коэффициент надёжности.

- обобщённый коэффициент совместного влияние качества металла и условий эксплуатации.

Н.

Эквивалентная статическая нагрузка с учётом двукратной перегрузки:

, (108)

где X0 = 0,6 – коэффициент радиальной статической силы.

Y0 = 0,5 – коэффициент осевой статической силы.

Н ‹ Н.

Расчетный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенный подшипник №307 пригоден.

Тихоходный вал:

Аналогично проведем расчет на заданный ресурс и результаты сведем в таблице 3.

Таблица 3 - Результаты расчета.

, Н	7656,1
, Н	6642,5
подшипники легкой серии №212
, кН	44,9
, кН	34,7
,	0,08
X	1
Y	0
e	0,19
>e	0,22
, Н	9952,9
, ч	18693,7
, ч	9346,9

Расчетный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенный подшипник №212 пригоден (рис.11).

Рисунок 11 – Подшипник серии №212

Промежуточный вал:

Аналогично проведем расчет на заданный ресурс и результаты сведем в таблице 4.

Таблица 4 - Результаты расчета.

, Н	3421,5
, Н	9778,8
подшипники легкой серии №307
, кН	20,1
, кН	13,9
,	0,064
X	1
Y	0
e	0,26
>e	0,09
, Н	444,8
, ч	18693,7
, ч	9346,9

Расчетный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенный подшипник №307 пригоден.

4.6.Расчёт муфты предохранительной шариковой

Рисунок 12 – Муфта предохранительная

Диаметр вала dв = 50мм.

Силовой расчёт.

Окружная сила:

, (109)

где d – диаметр окружности, по которой располагаются центры шариков.

Т – вращающий момент.

Н.

Сила, действующая на пружины при срабатывании:

, (110)

где α – угол наклона касательной в точке касания шариков к оси муфты.

ρ – угол трения между шариками и сопряжённой поверхностью полумуфты.

F – сила при передаче.

, (111)

где Т – предельный момент.

, (112)

где β = 2,3 – коэффициент запаса.

Н∙м.

кН.

Сила для включения муфты при возвращении к Тном:

(113)

кН.

Контактные напряжения, возникающие в зоне соприкосновения шариков с призматическими поверхностями впадин в момент срабатывания:

, (114)

где Е = 2,1∙105 – модуль упругости.

z – число шариков.

(115)

кН

МПа.

Контактное напряжение не превышает допускаемого.

Геометрический расчет.

Окружность диаметра ступицы.

(116)

мм.

Выбираем прямобочные шлицы: z = 10, b = 12мм, d = 88мм.

Расчет пружины.

Пружина рассчитана с помощью программы «Компас», результаты расчета в приложении.

3.6 Определение размеров элементов корпуса, крышек и других деталей

Конструирование крышек подшипника.

Используем привертные крышки.

1. Быстроходный вал

D = 45 мм.

мм – толщина стенки

d = 6 мм – диаметр винта

Z = 4 – число винтов

Толщина фланца:

(117)

(118)

мм

Диаметр фланца:

(119)

мм

Принимаем Dф=70 мм.

2. Промежуточный вал

D = 45 мм.

мм

d = 6 мм – диаметр винта

Z = 4 – число винтов

Толщина фланца:

мм

Диаметр фланца:

мм

Принимаем Dф=70 мм.

3. Тихоходный вал

D = 70 мм.

мм.

d = 8 мм – диаметр винта

Z = 6 – число винтов

Толщина фланца:

мм

Диаметр фланца:

мм

Принимаем Dф=120 мм.

Заключение

В результате спроектирован привод скребкового транспортёра. При этом выполнены расчеты: кинематический, силовой; назначены материалы колес; выбраны размеры передач, зубчатых валов; выбраны и проверены подшипники; спроектированы муфта и ременная передача; выбран двигатель.

Библиографический список:

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностр. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп.. –М.: Высш. шк., 1985. 447с.

Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностр. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1984.

Детали машин и прикладная механика: Учебное пособие к курсовому проекту/Составители: О.В. Калинин, Р.И. Зайнетдинов, Д.Б. Лопатин. – Челябинск: ЮУрГУ, 1999.

Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностр. спец. вузов. – М.: Машиностроение, 1974.

Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. – Киев: Висш. школа, 1979.

Двигатели асинхронные единой серии АИ мощностью 0,06…400 кВт. - Владомир: Тестэк, 1995.

Справочник конструктора – машиностроителя/под ред. В.И. Анурьева. – М: Машиностроение, 1982. – Т.2.

Справочник по муфтам/ Под ред. В.С. Полякова. 2-е изд., испр. и доп.—Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979.—344 с., ил.

Приложения

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор коническо-цилиндрический горизонтальный (2-х ст.)

Исходные данные:

Окружная(тяговая) сила на исполнительном механизме (Н) ....... 2000

Окружная скорость вала исполнительного механизма(м/с) ........ 1.4

Угловая скорость вала исполнительного механизма (1/с) ........ 5.407797

Крутящий момент на валу исполнительного механизма (Нм) ....... 517.7709

Шаг зубьев приводной звездочки исполнительного механизма (мм) 160

Число зубьев приводной звездочки исполнительного механизма ... 10

Диаметр барабана или удвоенный радиус на исполнительном

механизме, на котором приложена тяговая сила (мм) ............ 517.7709

Время работы при номинальном режиме в смену (час) ............ 8

Время работы на второй ступени нагружения в смену (час) ...... 8

Число смен ................................................... 1

Количество лет службы ........................................ 8

Коэффициент нагрузки второй ступени .......................... 0.5

Параметры выбранного электродвигателя:

Тип двигателя ................................................ АИУ 100/4

Мощность (Вт) ................................................ 4000

Асинхронная частота вращения вала (об/мин) ................... 1410

Диаметр вала (мм) ............................................ 28

Масса электродвигателя (кг) .................................. 32

Наибольший диаметр корпуса (мм) .............................. 265

Длина корпуса электродвигателя (мм) .......................... 360

Передаточное отношение привода ............................... 27.30407

Оптимальные параметры привода при минимальной его стоимости:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора ................. 517.7709

Передаточное отношение редуктора ............................. 27.30407

Характеристики муфты:

Масса муфты .................................................. 3

Цена муфты ................................................... 300

Характеристики редуктора:

Длина редуктора (мм) ......................................... 514.285

Высота редуктора (мм) ........................................ 255.1331

Ширина редуктора (мм) ........................................ 171.0965

Цена редуктора (руб) ......................................... 410803

Масса редуктора (кг) ......................................... 62.16677

Передаточное отношение первой ступени ........................ 5.04

Коэффициент ширины шестерни первой ступени ................... 0.4

Коэффициент ширины шестерни второй ступени ................... 1.4

Внешнее конусное расстояние (мм) ............................. 104.7156

Межосевое расстояние цилиндрической ступени (мм) ............. 130.4727

Делительный диаметр шестерни первой ступени (мм) ............. 37.81542

Характеристики привода:

Масса привода (кг) ........................................... 97.16677

Цена привода (руб) ........................................... 4480222.9688

К.П.Д. привода ............................................... 0.92

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор планетарный (2-х ст.)