Проектирование привода к ленточному конвейеру

Скачать работу - Проектирование привода к ленточному конвейеру

Расчет и конструирование SHAPE * MERGEFORMAT

Т

0,5Т

Т П =1,8Т

t

t п = 0 .003 t

0. 3 t

0.7 t

Т

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый горизонтальный; 4 – муфта; 5 – барабан. I – вал электродвигателя; II – быстроходный вал; III – промежуточный вал; IV – тихоходный вал; V – вал конвейера. ( Z 1 – Z 2 ) – быстроходная пара; ( Z 3 – Z 4 ) – тихоходная пара. 1 Выбор стандартного электродвигателя Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам: 1) требуемой мощности; 2) типу; 3) частоте вращения. 1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство: (1.1) где N – паспортная мощность электродвигателя; N тр.ЭД – требуемая мощность электродвигателя. (1.2) где N раб.зв. – мощность на рабочем звене; пр – коэффициент полезного действия (КПД) привода. В нашем случае N раб.зв. = N v . Определим мощность на рабочем звене по выражению: Вт (1.3) где F – усилие натяжения ленты конвейера, Н; – линейная скорость перемещения ленты конвейера, м/с. Вт.

Определим КПД привода: (1.4) где - КПД муфты, связывающей I и II валы; - КПД редуктора; - КПД муфты, связывающей IV и V валы; - КПД опор звёздочки. КПД редуктора рассчитываем по следующей формуле: (1.5) где - КПД пары подшипников качения; - КПД зубчатой передачи.

Определим КПД редуктора: Определим КПД привода, принимая КПД муфт и Зная мощность на рабочем звене и КПД привода, определим требуемую мощность электродвигателя: Вт. На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя: N = 5,5 кН. 1.2 Выбор типа электродвигателя Учитывая условия работы конвейера (большие пусковые нагрузки, запыленность рабочей среды), среди основных типов асинхронных электродвигателей трёхфазного тока выбираем двигатель типа АОП2 – электродвигатель закрытый обдуваемый с повышенным пусковым моментом.

Исполнение закрытое, на лапах, без фланца. 1.3 Выбор частоты вращения вала электродвигателя Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных передач.

Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности: (1.6) где - передаточные отношения зубчатых передач. На основании рекомендаций [1,7] принимаем: В нашем случае: Тогда (1.7) где - частота вращения рабочего звена, об/мин. Она равна: (1.8) где - окружная скорость барабана, м/с; - делительный барабана, мм. об/мин. Зная частоту вращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающей способности, определим возможные частоты вращения вала ЭД: об/мин.

Принимаем частоту вращения вала двигателя при известной мощности и типе двигателя, равной 965 об/мин.

Габаритные размеры, мм	Установочные размеры, мм
L	B 1	B 4	B 5	H	L 3	l	2C	2G	d	d 4	h
468	318	238	165	361	108	80	254	178	38	14	160

Типо-размер АОП2	N ном , кВт	n , об/мин при N ном	М пуск / М ном
51-6	5,5	965	1,8

2 Кинематический расчёт 2.1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора: По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням. Для зубчатого цилиндрического двухступенчатого редуктора: (2.1) Найдем передаточное отношение для первой (быстроходной) ступени: Найдем передаточное отношение для второй ступени: 2.2 Определение частот вращения на валах двигателя об/мин; об/мин; об/мин; об/мин; об/мин. 3 Определение крутящих моментов на валах привода Крутящий момент на валу I рассчитываем по следующей формуле: (3.1) где - угловая скорость вала двигателя, 1/с.

Переход от частоты вращения вала к его угловой скорости осуществляется по нижеприведенной формуле, если частота имеет размерность об/мин, а угловая скорость – 1/ c : (3.2) В нашем случае угловая скорость вала двигателя равна: c . Определим крутящий момент на валу I : При определении крутящего момента на валу II следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на втором валу. Таким образом, рассчитыавть крутящий момент на валу II следует по формуле: (3.3) где - КПД пары подшипников качения на втором валу. Крутящий момент на валу III рассчитываем по нижеприведенной формуле: (3.4) где - КПД зубчатой передачи первой ступени; - КПД пары подшипников качения на третьем валу. (3.5) где - КПД зубчатой передачи второй ступени; - КПД пары подшипников качения на четвертом валу. (3.6) где - КПД опор пятого вала. 4 Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора 4.1 Расчёт быстроходной ступени 4.1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени Межосевое расстояние определяется по следующей формуле, см. [1,стр. ]: (4.1) где - коэффициент нагрузки; при несимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузки заключён в интервале 1,1 - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем равным 0,25, см. [1, стр. 27]. 4.1.2 Выбор материалов Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: согласно [1, стр.28] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 260; для колеса – сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 280. 4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле [1, стр.27]: (4.2) где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки.

Согласно [1, стр.27] при средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле: (4.3) - коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают меньше базового по формуле: (4.4) Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали: по [1, стр.27] при твёрдости стали НВ 200-500 значение возрастает по линейному закону от 10 7 до = - коэффициент безопасности; согласно [1, стр.29] для колёс из улучшенной стали принимают 4.1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле: (4.5) где - частота вращения вала, мин -1 ; t – общее календарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в сутки K сут = 0,5 и год K год = 0,7, а также срока службы привода h = 8 лет; часов; T – момент, развиваемый на валу.

Применительно к нашему графику нагрузки: Т 1 = Т при t 1 = Т 2 = при t 2 = 0,7 t . Определим по формуле 4.4 эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов II , III , IV : = = = Так как во всех трёх случаях число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем 4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z 1 по выражению 4.2: Н/мм 2 . 4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса Определяем допускаемые напряжения для колеса Z 2 по выражению 4.2: Н/мм 2 . 4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс Согласно [1, стр. 29] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле: (4.6) где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z 1 и колеса Z 2 . Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия Н/мм 2 ; 2 Н/мм 2 , то проверочное условие выполняется. 4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние, принимая = мм.

Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм, см. [1, стр. 30]. 4.1.9 Определение модуля Согласно [1, стр. 30] модуль следует выбирать в интервале мм; по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]: (4.7) где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале Принимаем предварительно 0 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса: принимаем Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]: (4.8) Принимаем Рассчитаем По полученным значениям оределяем передаточное отношение: расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность: Определим уточнённое значение угла наклона зуба: отсюда = 10,26 0 . После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]: (4.9) мм. 4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]: (4.10) (4.11) мм; мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев: (4.12) (4.13) мм; мм.

Диаметры впадин зубьев: (4.14) (4.15) мм; мм.

Ширина колеса: (4.16) мм.

Ширина шестерни: (4.17) мм: принимаем 4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру (4.18) 4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности (4.19) м/ c . Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при 4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений Коэффициент К Н , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением, см. [1, стр. 26]: (4.20) где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - динамический коэффициент. По [1, стр. 32] находим: = 1,07; = 1, 06; = 1,0. 4.1.15 Проверка контактных напряжений Условие для проверочного расчёта косозубых передач, см. [1, стр. 26]: (4.21) Н/мм 2 = 499 Н/мм 2 . 4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению, см. [1, стр. 38]: (4.22) где F t - окружная сила, действующая в зацеплении; , (4.23) Н; K F – коэффициент нагрузки; (4.24) Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни для колеса Допускаемое напряжение вычисляем по формуле, см. [1, стр. 36]: (4.25) По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ; для шестерни Н/мм 2 ; для колеса Н/мм 2 . Коэффициент запаса прочности Допускаемые напряжения и отношения для шестерни Н/мм 2 ; Н/мм 2 ; для колеса Н/мм 2 ; Н/мм 2 . Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев шестерни.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, см. [1, стр. 39]: (4.26) где - угол наклона линии зуба; = 0,75. Проверяем зуб колеса по формуле 4.22: Н/мм 2 , что значительно меньше Н/мм 2 . 4.2 Расчёт тихоходной ступени 4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм 2 : = мм.

Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм, см. [1, стр. 30]. 4.2.2 Выбор материалов Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС улучшенную с твердостью НВ 250 для шестерни с твёрдостью НВ 220 для колеса. 4.2.3 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени Значения расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т. е.: Н/мм 2 ; 4.2.4 Определение модуля Согласно [1, стр. 30], модуль следует выбирать в интервале мм; по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z 3 и колеса Z 4 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]: (4.22) Принимаем предварительно 0 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса: принимаем Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]: (4.23) Принимаем Рассчитаем По полученным значениям оределяем передаточное отношение: расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность: Определим уточнённое значение угла наклона зуба: отсюда = 10,26 0 . После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]: (4.24) мм. 4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]: (4.25) (4.26) мм; мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев: (4.27) (4.28) мм; мм.

Диаметры впадин зубьев: (4.29) (4.30) мм; мм.

Ширина колеса: (4.31) мм.

Ширина шестерни: (4.32) мм: принимаем 4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру (4.33) 4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности (4.34) м/ c . Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при 4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений По [1, стр. 32] находим: = 1,06; = 1, 06; = 1,0. Используя выражение 4.20, вычисляем коэффициент нагрузки: 4.2.10 Проверка контактных напряжений Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой , что и для быстроходной: Н/мм 2 = 507,2 Н/мм 2 . 4.2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна , (4.35) Н; Определим коэффициент нагрузки пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни для колеса Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25: По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ; для шестерни Н/мм 2 ; для колеса Н/мм 2 . Коэффициент запаса прочности Допускаемые напряжения и отношения для шестерни Н/мм 2 ; Н/мм 2 ; для колеса Н/мм 2 ; Н/мм 2 . Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение 4.26: = 0,75. Проверяем зуб колеса по формуле 4.22: Н/мм 2 , что значительно меньше Н/мм 2 . 5 Предварительный расчёт и конструирование валов Условие прочности валов: (5.1) где - допустимое напряжение 2 ). (5.2) (5.3) где d – диаметр вала, мм; Т – крутящий момент на валу, 5.1 Расчёт и проектирование второго вала привода (5.4) где d II – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя; мм.

Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8. Для обеспечения передачи крутящего момента с вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнсить условие: (5.5) где - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя; - диаметр вала выбранного электродвигателя; Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена ( d II = 30 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником: мм, (5.6) мм.

Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5. мм, (5.7) где - диаметр буртика; мм.

Принимаем мм. 5.2 Расчёт и проектирование третьего вала Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3: мм; Принимаем d III = 34 мм; (5.8) поэтому принимаем = 35 мм. мм, (5.9) где - диаметр вала под колесом. мм, принимаем = 38 мм. мм; (5.10) мм, принимаем = 42 мм. 5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3: мм; учитывая, что = 55 мм. мм, принимаем мм. мм, принимаем мм. принимаем мм. 6 Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов Смазывание зецеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло. Сорт масла назначаем по таблице 8.8 [1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс: при Н/мм 2 и м/с, рекомендуемая вязкость масла по таблице 8.8 из [1, стр. 164] равна 118 сСт. По таблице 8.10 [1, стр. 165] принимаем индустрриальное масло И – 100А по ГОСТ 20799-75. В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину, равную мм; тихоходное колесо погружают на глубину на глубину не менее мм.

Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Для выбора смазки подшипников служит критерий мм По [1,стр.131] принимаем универсальную средне-плавкую смазку марки УС-1 по ГОСТ 1033-73. 7 Конструктивные размеры шестерни и колеса 7.1 Быстроходная ступень Шестерня мм; мм; мм; Колесо мм; мм; мм; мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса: () принимаем мм. принимаем мм.

Толщина обода: мм, принимаем мм.

Толщина диска: мм. 7.2 Тихоходная ступень Шестерня мм; мм; мм; Колесо мм; мм; мм; мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса: принимаем мм. принимаем мм.

Толщина обода: мм, принимаем мм.

Толщина диска: мм. 8 Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок: корпуса мм; крышки Принимаем мм.

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек: мм; мм, принимаем мм.

Диаметры болтов: фундаментных мм, принимаем болты с резьбой М20; у подшипников мм, принимаем болты с резьбой М16; соединяющих корпус с крышкой мм, принимаем болты с резьбой М12. 9 Составление расчётной схемы привода Рис. 9.1 Определим силы, действующие в зацеплении (рис.9.1): быстроходной ступени 1) окружная Н; 2) радиальная Н; 3) осевая Н; тихоходной ступени 1) окружная Н; 2) радиальная Н; 3) осевая Н; 9.1 Вал Е F ( IV ) Рис. 9.2 Окружная сила радиальная сила колеса ( =20°): осевая сила ( =10,26°): Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости Составим уравнение относительно точки Е: Проверка : Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости Составим уравнение относительно точки F : Проверка : 9.2 Вал С D ( III ) Окружная сила радиальная сила колеса ( =20°): осевая сила ( =10,26°): Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости Составим уравнение относительно точки D : Рис.9.3 Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости Составим уравнение относительно точки C : 9.3 Вал AB ( II ) Рис. 9.4 Окружная сила радиальная сила колеса ( =20°): осевая сила ( =10°26’): Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости Составим уравнение относительно точки A : Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости Составим уравнение относительно точки B : 10 Расчет долговечности подшипников Расчетную долговечность L h в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Р эк . где L h – расчетный срок службы подшипника, ч; n – частота вращения внутреннего кольца; C – динамическая грузоподъемность; P экв – эквивалентная нагрузка, где Х – коэффициент радиальной нагрузки; V – коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1; F r – радиальная нагрузка, Н; Y – коэффициент осевой нагрузки, Н; F a – осевая нагрузка, Н; К t – температурный коэффициент, принимаемый в соответствии с рекомендациями [5, стр 118] К t = 1; K – коэффициент безопасности; принимаем K = 1,3. Вал IV: По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты: е = 0,22; Х = 0,56; Y = 1,99. Тогда осевые составляющие реакции: Суммарная осевая нагрузка : Эквивалентная нагрузка : Тогда долговечность подшипников на валу IV : Вал III: По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты: е = 0,29; Х = 0,45; Y = 1,84. Тогда осевые составляющие реакции: Суммарная осевая нагрузка : Эквивалентная нагрузка : Долговечность подшипников на валу III : Вал II : Опора В (радиальный подшипник серии 207): Опора А (радиальный подшипник серии 207): е = 0,319; Х = 0,4; Y = 1,881. Осевая составляющая: Суммарная осевая нагрузка : Эквивалентная нагрузка : Долговечность подшипников опоры А валу II : В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора. 10 Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]: (10.1) где T раб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу, где Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k =1,8. d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм; b , h – размеры сечения шпонки, мм; t 1 – глубина паза вала, мм; - допускаемое напряжение смятия.

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице Ведущий вал : мм; t 1 = 5,0 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 64 мм); момент на ведущем валу МПа (материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20). Промежуточный вал : мм; t 1 = 5,0 мм; длина шпонки под колесом l = 33 мм; момент на промежуточном валу МПа Ведомый вал : проверяем шпонку под колесом: мм; t 1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 53 мм; момент на промежуточном валу МПа Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм; t 1 = 5,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на промежуточном валу Для предотвращения смятия шпонки на выходном участке вала установим вторую шпонку под углом 180 0 . Тогда 12 Уточнённый расчёт промежуточного вала Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [ s ]. Прочность соблюдена при s [ s ]. Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валов производится аналогично.

Материал промежуточного вала – сталь 45 нормализованная. По табл. 3.3 [2, стр. 34] находим механические свойства нормализованной стали 45, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему). Предел выносливости при симметричном цикле изгиба МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа. Рис. 12.1 Сечение А-А . Диаметр вала в этом сечении 32 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. Рис.12.1). По таблице 8.5 [2, стр. 165] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения и и [2, стр. 163, 166]. Крутящий момент на валу Крутящий момент в горизонтальной плоскости изгибающий момент в вертикальной плоскости суммарный изнибающий момент в сечении А-А Момент сопротивления кручению ( d =32 ; b =10 мм; t 1 =5 мм) мм.

Момент сопротивления изгибу мм.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Мпа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба МПа; среднее напряжение изгиба МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэфициент запаса прочности для сечения А-А Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [ s ]=1,5-1,7. Учитывая требования жёсткости, рекомендуют [ s ]=2,5-3,0. Полученное значение s =4,02 достаточно.

Сечение В-В . Концентрация напряжений обусловлена переходом от 32 мм к 37 мм: при и по таблице 8.2 [2, стр. 163] коэффициенты концентраций напряжений и и Крутящий момент в горизонтальной плоскости изгибающий момент в вертикальной плоскости суммарный изгибающий момент в сечении А-А Осевой момент сопротивления сечения мм 3 . Амплитуда нормальных напряжений МПа; МПа.

Полярный момент сопротивления мм 3 . Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа.

Коэффициенты запаса прочности Результирующий коэфициент запаса прочности для сечения В-В Так как s >[ s ]=2,5, то прочность вала в сечении В-В обеспечена. 13 Назначение посадок деталей редуктора Назначение посадок производится при разработке конструкции.

Посадки указывают на чертеже общего вида, а затем на рабочих чертежах деталей проставляют предельные отклонения. Это выполняется одним из трёх способов: условным обозначением числовыми значениями отклонений, мм. условным обозначениями совместно с числовыми, взятыми в скобки.

Первый способ применяют, если номинальный размер включён в ГОСТ 6636-69 и отклонения приняты по системе отверстия СТ СЭВ 145.75 В других случаях оправдано применение второго или третьего способов.

Назначение посадок проводим в соответствии с данными таблицы 10.13 [2, стр.263]. Определим посадки для промежуточного вала.

Зубчатые колёса на вал напрессовываются с посадкой Н7/ r 6 по ГОСТ 25347-82, обеспечивающей гарантированный натяг.

Посадка с натягом

32

0

Н7

+25

+34

r6

D MAX

D MIN

d MAX

d MIN

N MAX

+

+5 0

N MIN

-

Шейки валов под подшипниками выполнены с отклонением вала k 6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7. Переходные посадки

30

0

Н7

+21

D MAX

D MIN

N MAX

+

+ 2

k6

d MAX

d MIN

+15

S MAX

-

62

0

Н 8

+ 46

D MAX

D MIN

S MAX

+

- 46

h 8

d MAX

d MIN

-

Отклонение под распорные втулки H 8/ h 8. Посадка с зазором 14 Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал напрессовывают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 С; в промежуточный вал закладываем шпонку 12 8 75 и напрессовывают зубчатое колесо и щестерню до упора в распорные кольца, затем устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле; в ведомый вал закладываем шпонку 14 9 35, напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в бурт вала, устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники, нагретые в масле.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора, и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 36 ГОСТ 3129 – 70; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжетные уплотнения.

Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами. Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму. В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора. Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.

Литература 1. С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др.

Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – М.: Машиностроение,1979. – 351с. 2. С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Т. М. Ицкович, В. П. Козинцов.

оценка незавершенного строительства в Курске
оценка стоимости азс в Твери
независимая оценка аренды помещений в Орле