Привод цепного конвейера (ременная передача + одноступенчатый конический редуктор)

Редуктор.cdw

Наименование параметра
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора
Частота вращения входного вала
Частота вращения выходного вала
Номинальный крутящий момент
Передаваемая мощность
*Размеры для справок.
В полость корпуса поз. 5 залить 2
л масла индустриального И-30А
Подшипниковые камеры заполнить на 23 смазкой пластической ЦИАТИМ-201
условно не показаны"

Расчет валов.cdw

Нагрузки на ведущий вал: F
Определение опорных реакций
= 150 + 955 - 477 - 628 = 0
= 2118 - 743 - 1375 = 0
Определение суммарных реакций
= 563 - 2667 + 151 + 1953 = 0
= 1375 - 966 - 409 = 0
Нагрузки на ведомый вал: F
Рисунок 2 - Определение опорных реакций валов
Рисунок 2 - Уточненный расчет валов

Картер.cdw

*Размеры для справок.
Размеры в скобках выполнить совместно с крышкой корпуса..
Неуказанные предельные отклонения размеров полученных
классу ГОСТ 2009-55.
Неуказанные предельные отклонения размеров после
механической обработки отверстий H14
Формовочные уклоны тип
Неуказанные радиусы у оснований R5.
Отливку стабилизировать HRC26-32 ГОСТ 17535-72.

Вал ведомый.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термообработка - нормализация НВ 140 187.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов
Кромки притупить R = 0

Колесо коническое.cdw

Внешний окружной модуль
Коэффициент смещения
Угол делительного конуса
Угол конуса впадин зубьев
Угол конуса вершин зубьев
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Термообработка - улучшение НВ 240 245.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов
Кромки притупить R = 0

Беляев.doc

Цель расчета и исходные данные6
Выбор электродвигателя и кинематический расчет7
Расчет клиноременной передачи10
Расчет зубчатых колес редуктора14
Расчет цепной передачи19
Расчет валов редуктора22
1Предварительная компоновка редуктора22
2Проверка долговечности подшипников24
3Проверка прочности шпоночных соединений28
4Уточненный расчет валов29
5Выбор сорта масла33
Список использованных источников35
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность.
Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов лифты средства напольного транспорта (тележки погрузчики тягачи) подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия) скреперы и другие подобные машины а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.
Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.
Цель расчета и исходные данные
Требуется спроектировать одноступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор. Редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Исходные данные для расчета: тяговое усилие на звездочке конвейера Ft = 26 кН; = 08 мс; шаг зубьев звездочки конвейера t = 125 мм; число зубьев звездочки конвейера z = 11.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяем мощность на приводном валу конвейера
По кинематической схеме определяем общий КПД привода
общ = р · з · ц · пk = 096 · 097 · 095 · 0993 = 0858
гдеi – КПД элементов составляющих привод [1 с. 5 таблица 1.1]
р = 096 – КПД ременной передачи;
з = 097 – КПД закрытой зубчатой конической передачи;
ц = 095 – КПД открытой цепной передачи;
п = 099 – КПД одной пары подшипников качения.
k = 3 – число пар подшипников качения.
Определяем требуемую мощность электродвигателя
РЭ.тр = РВЫХ общ = 208 0858 = 2424 кВт
Определяем частоту вращения приводной звездочки
Из источника [1 с. 7] выписываем рекомендуемые значения передаточных отношений механических передач:
- конической зубчатой uз = 2 6
Определяем требуемую частоту вращения ротора электродвигателя
nЭ.тр = nВЫХ · uР · uз · uц = 35 · (2 4) · (2 6) · (3 6) = 420 5040 мин-1
Из источника [1 с. 390 таблица П1] выбираем двигатель 4А100S4 с параметрами: номинальная мощность Рэд=30 кВт; синхронная частота вращения n=1500 мин-1 скольжение s = 44% диаметр выходного конца ротора d = 28 мм.
Определяем номинальную частоту вращения ротора электродвигателя
Определяем передаточное отношение привода
uобщ = nэд nВЫХ = 1434 35 = 41
Предварительно принимаем передаточное отношение конической передачи uз=315 тогда передаточное отношение открытых передач
uР · uц = uобщ uз = 41 315 13
Предварительно принимаем передаточное отношение цепной передачи uц=5 тогда передаточное отношение ременной передачи
uР = uР · uц uц = 13 5 26
Вычисляем фактическое значение передаточного отношения привода
uо.ф = uр · uз · uц = 26 · 315 · 5 = 4095
Определяем отклонение от требуемого (допускается расхождение 5%)
Определяем частоты вращения валов
nI = nэд uр = 1434 26 = 5515 мин-1
nII = nI uз = 5515 315 = 175 мин-1
nIII = nII uц = 175 5 = 35 мин-1
Определяем мощности на валах привода
РIII = РВЫХ = 2424 кВт
РII = РIII (ц · п) = 2424 (095 · 099) = 258 кВт
РI = РII (з · п) = 258 (097 · 099) = 269 кВт
Рэд = РI (р · п) = 269 (096 · 099) = 283 кВт
Определяем вращающие моменты на валах
Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета:
-передаваемая мощность Р1 = 283 кВт
-частота вращения ведущего шкива n1 = 1434 обмин
-передаточное число u = 26;
-крутящий момент на ведущем шкиве Т1 = 18750 Нмм.
Для проектируемой передачи примем ремни приводные клиновые резинотканевые по ГОСТ 1284-80.
Принимаем диаметр ведущего шкива по ГОСТ17383-73 D1 = 125 мм [1 с.120].
Определяем диаметр ведомого шкива с учетом упругого скольжения e = 0015 [1 с. 120]
D2 = u·D1(1 – ) = 26·125·(1 – 0015) = 320 мм
Принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ17383-73 D2 = 315 мм [1 с.120].
Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от требуемого (Δu ≤ 4%)
При передаваемой мощности до 3 кВт и частоте вращения малого шкива 1434 обмин принимаем сечение ремня «О» [1 с. 134].
Определяем рекомендуемый диапазон межосевого расстояния
А = 055×(D1 + D2) + Т0 (D1 + D2) = 055×(125 + 315) + 6 (125 + 315) =
гдеТ0 = 6 мм [1 с. 131 таблица 7.7] – номинальная высота ремня сечения «О».
Намечаем предварительно межосевое расстояние А = 340 мм.
Определяем расчетную длину ремня соответствующую принятому межосевому расстоянию А = 340 мм
Принимаем стандартную длину ремня по ГОСТ1284-68 L = 1400 мм [1 с.131].
Определяем угол обхвата меньшего шкива
Определяем окружную скорость ремня
Определяем число ремней
гдеР1 = 283 кВт – передаваемая мощность;
Р0 = 13 [1 с. 132 таблица 7.8] – мощность на один ремень;
СР = 11 [1 с. 136 таблица 7.10] – коэффициент от условий эксплуатации;
СL = 103 [1 с. 135 таблица 7.9] – коэффициент от длины ремня;
Сa = 089 [1 с. 135] – коэффициент от угла обхвата;
СZ = 095 [1 с. 135] – коэффициент от числа ремней.
Принимаем передачу тремя клиновыми ремнями сечения «О».
Рассчитываем предварительное натяжение ветвей ремня
Рассчитываем окружную силу растягивающую ремни
Ft = P1 = 283·103 939 = 302 Н
Рассчитываем силу натяжения ведущей ветви ремня
F1 = F0 + 05 · Ft = 109 + 05 · 302 = 260 Н
Рассчитываем напряжение от силы натяжения ведущих ветвей
= F1 (А · z) = 260 (47 · 3) = 184 МПа
гдеА = 47 мм2 [1 с. 130 таблица 7.7] – площадь поперечного сечения одного ремня «О».
Рассчитываем напряжение от изгиба
и = ЕИ · Т0 D1 = 100 · 6 125 = 48 МПа
гдеЕИ = 100 МПа [1 с.123] – условный модуль упругости материала ремня.
Рассчитываем напряжение от центробежной силы
= ρ · 2 · 10-6 = 1100 · 9392 · 10-6 = 01 МПа
гдеρ = 1100 кгм3 [1 с.123] – плотность материала ремня.
Рассчитываем максимальное напряжение в сечении ремня
max = 1 + и + = 184 + 48 + 01 = 674 МПа
Проверяем выполнение условия ma 674 7 МПа – условие прочности выполнено. Здесь -1 = 7 МПа [1 с. 123] – предел выносливости материала ремня.
Рассчитываем силу действующую на вал
Основные геометрические размеры шкивов принимаем по ГОСТ 20889-80.
Определяем ширину шкивов
В = (z – 1) × е + 2 × f = (3 – 1) × 12 + 2 × 8 = 40 мм
гдеz = 3 – число ремней;
е = 12 мм – шаг канавок [1 с. 138 таблица 7.12];
f = 8 мм – расстояние от торца шкива до середины первой канавки [1 с. 138 таблица 7.12].
Определяем наружный и внутренний диаметры для меньшего шкива
DH1 = D1 + 2 × h0 = 125 + 2 × 25 = 130 мм
DВ1 = D1 – 2 × h = 125 – 2 × 7 = 111 мм
Определяем наружный и внутренний диаметры для большего шкива
DH2 = D2 + 2×h0 = 315 + 2 × 25 = 320 мм
DВ2 = D2 – 2×h = 315 – 2 × 7 = 301 мм
гдеh0 = 25 мм; h0 = 7 мм [1 с. 138 таблица 7.12] – размеры ручья шкива.
Расчет зубчатых колес редуктора
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).
Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245 [1 с. 34 таблица 3.3].
Определяем допускаемые контактные напряжения
где – предел контактной выносливости материала колеса [1 с. 34 таблица 3.2];
= 2×НВ + 70 = 2×245 + 70=560 МПа
KHL = 1 [1 с. 34.] – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации;
[SH] = 115 – коэффициент безопасности [1 с. 34.].
Принимаем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при консольном расположении шестерни КНb = 135 [1 с. 31 таблица 3.1.].
Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ybRe = 0285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).
Определяем внешний делительный диаметр колеса по условию контактной прочности активных поверхностей зубьев
гдеКа = 99 [1 с. 32] – коэффициент для прямозубых передач.
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dе2 = 250 мм [1 с. 49.].
Примем число зубьев шестерни Z1 = 26.
Определяем число зубьев колеса
Z2 = Z1×i = 26 × 315 = 819
Определяем внешний окружной модуль
Принимаем me = 3 мм [1 с. 36].
Определяем углы делительных конусов
d2 = 90° – d1 = 90° – 17°36’ = 72°24’.
Определяем внешнее конусное расстояние Re и длину зуба b:
b = ybRe×Re = 0285×129 » 35 мм.
Определяем внешний делительный диаметр шестерни
de1 = me × Z1 = 3 × 26 = 78 мм.
Определяем средний делительный диаметр шестерни
d1 = 2(Re–05×b) × sind1 = 2(129–05×35) × sin17°36’ = 6742 мм.
Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
dae1 = de1 + 2mecosd1 = 78 + 2×3×cos17°36’ = 8372 мм.
dae2 = de2 + 2mecosd2 = 246 + 2×3×cos72°24’ = 24781 мм.
Определяем средний окружной модуль
Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Определяем среднюю окружную скорость колес
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
КН = КНb × КНa × КНV = 123 × 10 × 105 = 13
гдеКНb = 123 [1 с. 39 таблица 3.5] – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
КНa = 10 [1 с. 39 таблица 3.4] – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV = 105 [1 с. 40 таблица 3.6] - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес.
Проверяем контактное напряжение на активных поверхностях зубьев
Определяем силы в зацеплении:
- радиальная для шестерни равная осевой для колеса
Fr1 = Fa2 = Ft × tga × cosd1 = 1375 × tg20° × cos17°36’ = 477 Н;
- осевая для шестерни равная радиальной для колеса
Fa1 = Fr2 = Ft × tga × s
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого определяем изгибное напряжение по формуле:
гдеKF – коэффициент нагрузки
KF = KFb × KFv = 138 × 145 = 200
KFb =138 [1 с. 43 таблица 3.7] – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
KFv = 145 [1 с. 53] – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес 7-й степени точности;
= 085 [1 с. 53.] – опытный коэффициент учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При этом YF1 = 39 и YF2 = 36 [1 с. 53.].
Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
где= 18×НВ – предел изгибной выносливости стали 40Х улучшенной при твердости НВ 350 [1 с. 44]
[SF] – коэффициент безопасности
[SF] = [SF]’×[SF]” = 175 × 1 = 175
[SF]’ = 175 [1 с. 44 таблица 3.9] –стали 40Х улучшенной при НВ 350;
[SF]” = 1 [1 с. 44.] – для поковок и штамповок.
Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для шестерни и для колеса:
где= 18×НВ = 18×270 = 486 МПа – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=270.
где= 18×НВ = 18×245 = 440 МПа – предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ=245.
Определяем отношение для шестерни и колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса так как полученное отношение для него меньше.
Определяем напряжение для проверки зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба.
МПа [sF2] = 251 МПа.
Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчёта цепной передачи:
- вращающий момент на ведущей звёздочке Т1 = 140000 Н×мм;
- вращающий момент на ведомой звёздочке Т2 = 658000 Н×мм;
- передаточное число цепной передачи u = 5;
- частота вращения ведущей звездочки n1 = 175 мин-1
Определяем число зубьев ведущей звёздочки
z1 = 31 – 2 × u = 31 – 2 × 5 = 21
Определяем число зубьев ведомой звёздочки
z2 = z1 × u = 21 × 5 = 105
Предварительно намечаем использование цепи приводной однорядной роликовой типа ПР.
Вычислим коэффициент числа зубьев ведущей звездочки
kz = 1 + 001·(z1 – 17) = 1 + 001·(21 – 17) = 104
Вычислим коэффициент условий работы передачи [1 с. 149 150]
КЭ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп = 1 · 1 · 1 · 125 · 15 · 1 19
гдеkд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
kа = 1 – коэффициент при межосевом расстоянии а = (30 50)·t;
kн = 1 – коэффициент при угле наклона линии центров к горизонту до 60°;
kр = 125 – коэффициент при периодическом регулировании натяжения цепи;
kсм = 15 – коэффициент при периодической смазке цепи;
kп = 1 – коэффициент при односменной работе.
Определяем ориентировочное значение шага однорядной цепи
где[р] = 245 МПа [1 с. 150 таблица 7.18] – среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи (предварительно).
Принимаем цепь приводную однорядную роликовую типа ПР по ГОСТ13568-75 с параметрами [1 с. 151 таблица 7.19]:
- разрушающая нагрузка Q = 60 кН;
- масса одного метра цепи q = 26 кгм;
- проекция опорной поверхности шарнира АОП = 1797 мм2.
Определяем скорость цепи
Определяем окружную силу в передаче
Ftц = (Т1×1)J = (140× 183) 156 = 1642 Н
где1 – угловая скорость ведущей звёздочки.
Проверяем давление в шарнире цепи
Из расчёта видно что расчётное давление в шарнире цепи меньше допускаемого: р [р] · kz = 245 · 104 = 255 МПа следовательно выбранная цепь может быть использована.
Определяем межосевое расстояние передачи
ац = 40 × t = 40 × 254 = 1016 мм = 1016 м
Определяем силы действующие на цепь:
- окружная Ftц = 1642 Н;
- от центробежных сил
FJ = q × J2 = 26 × 1562 65 Н
- от провисания цепи
Ff = 981 × kf × q × aЦ = 981 × 6 × 26 × 1016 = 1555 Н
гдеkf = 6 [1 с. 151] – коэффициент при горизонтальном расположении цепи;
Определяем расчётную нагрузку на валы
FB = Ftц + 2×Ff = 1642 + 2×1555 = 1953 Н
Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек
Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек
гдеd1 = 1588 мм [1 таблица 7.15 с. 147] – диаметр ролика цепи.
Определяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение
гдеQ = 60000 Н – разрушающая нагрузка [1 с. 147 таблица 7.16];
kД = 1 – коэффициент динамичности нагрузки [1 с. 149].
Расчётный коэффициент запаса прочности цепи на растяжение s = 33 больше чем требуемый [s] = 81 [1 с. 150 таблица 7.19] следовательно Условие s ³ [s] выполнено.
Расчет валов редуктора
1Предварительная компоновка редуктора
Определяем диаметры валов из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Записываем крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Т1=46340 Н×мм; ведомого Т2=140000 Н×мм.
Определяем диаметр выходного конца валов а также диаметры валов под подшипники и зубчатые колеса:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [tК] = 20 МПа [1 с. 161.]
мм принимаем dВ1 = 25 мм.
Диаметр подшипников примем dП1=35 мм; диаметр под шестерней dК1=30 мм.
мм принимаем dВ2 = 35 мм.
Диаметр подшипников примем dП2=45 мм; диаметр под колесом dК2=50 мм.
Определяем конструктивные размеры шестерни и колеса.
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка l » b = 35 мм.
Коническое зубчатое колесо кованое. Его размеры: dae2 = 24781 мм; b = 35 мм.
Диаметр ступицыdСТ » 16×dК2 = 16×40 = 64 мм;
Длина ступицыlСТ =(1215)×dК2 = (1215)×40 = 4860 мм
принимаем lСТ = 50 мм.
Толщина ободаd0 = (34)×m = (34)×259 = 78104 мм
принимаем d0 = 10 мм.
Толщина дискаС = (01017)×Rе = (01017) 104 = 10418 мм
принимаем С = 12 мм.
Определяем конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
- корпусd ≥ 005Rе + 1 = 005×129 + 1 = 745 мм; принимаем d = 8 мм.
- крышкаd1 ≥ 004Rе + 1 = 004×129 + 1 = 616 мм; принимаем d1 = d = 8 мм.
Толщина верхних фланцев (поясов) корпуса и крышки:
- корпусb ≥ 15×d = 15×8 = 12 мм; принимаем b = 12 мм.
- крышкаb1 = b = 12 мм.
Толщина нижнего фланца (пояса) корпуса
р ≥ 235d = 235×8 = 188 мм; принимаем p = 20 мм
d1 ≥ 0055Rе + 12 = 0055×129 + 12 = 19 мм; принимаем d1 = М20;
- болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (07075)d1 = (07075)×20 = 14 15 мм; принимаем d2 = М16;
- болтов соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0506)d1 = (0506)×20 = 10 12 мм; принимаем d3 = М12.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому что один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Подшипники валов расположим в стаканах. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные (таблица 1).
Таблица 1 – Характеристики подшипников качения
Условное обозначение подшипника
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок:
- для однорядных конических роликоподшипников 7207А
- для однорядных конических роликоподшипников 7509А
2Проверка долговечности подшипников
Строим расчетную схему ведущего вала (рисунок 2)
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.
S2 = 083×е×Рr2 = 083×037×1210 = 372 Н;
S1 = 083×е×Рr1 = 083×037×2123 = 652 Н;
здесь для подшипников 7207А параметр осевого нагружения е = 037.
Осевые нагрузка подшипников. В нашем случае S1> Fa>0; тогда
Ра2=S1+Fa = 652+151=803 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка
РЭ2 = (X×V×Pr2 + Y×Pa2)×Кб×Кт = (04×1×1210 + 162×803)×1×1 = 1785 Н = 1785 кН.
гдеV = Кб = Кт = 1; Х = 04 и Y = 162 [1 с. 213 таблица 9.18.] для конических подшипников при .
Определяем расчетную долговечность
Определяем расчетную долговечность ч.
гдеn = 5515 обмин – частота вращения ведущего вала.
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
РЭ1 = V×Pr1×Кб×Кт = Pr1 = 2123 Н = 2123 кН
гдеV = Кб = Кт = 1 [1 с. 213 таблица 9.18.].
Определяем расчетную долговечность млн. об.;
Найденная долговечность приемлема.
Строим расчетную схему ведомого вала (рисунок 2)
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7509А то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.
Осевая составляющая радиальной реакции
S4 = 083×е×Рr4 = 083×042×2698 = 941 Н;
Осевае нагрузка подшипника
Отношение поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
РЭ4 = V×Pr4×Кб×Кт = Pr4 = 2698 Н = 27 кН
где V = Кб = 1; Кт = 12 [1 с. 213 таблица 9.18.].
гдеn = 175 обмин – частота вращения ведомого вала.
Найденная долговечность подшипников приемлема.
3Проверка прочности шпоночных соединений
Шпоночные соединения проверяем на смятие.
Проверим прочность соединения передающего вращающий момент от шкива к ведущему валу. Диаметр вала в этом месте dВ=25 мм. Сечение и длина шпонки bhl= =8732 глубина паза t1=4 мм по ГОСТ 23360-78.
Вращающий момент на валу Т2 = 46340 Н×мм.
Определяем напряжение смятия
Результат расчета следует признать удовлетворительным поскольку расчетное напряжение смятия не превышает допустимого [sСМ] = 100 МПа [1 с. 170].
Второе шпоночное соединение ведущего вала с шестерней не проверяем так шпонки одинаковые а посадочный диаметр шестерни больше чем у шкива.
Проверим прочность соединения передающего вращающий момент от зубчатого колеса к ведомому валу. Диаметр вала в этом месте dВ=50 мм. Сечение и длина шпонки bhl = 14940 глубина паза t1=55 мм по ГОСТ 23360-78.
Вращающий момент на валу Т2 = 140000 Н×мм.
Проверим прочность соединения передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке. Диаметр вала в этом месте dВ=35 мм. Сечение и длина шпонки bhl = 10840 глубина паза t1=5 мм по ГОСТ 23360-78.
4Уточненный расчет валов
Считаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Материал валов – сталь 45 нормализованная sВ=570 МПа [1 с.34 таблица 3.3].
Пределы выносливости:
- при изгибе s-1=043×570=246 МПа;
- при кручении t-1= 058×246=142 МПа.
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса а именно сечение в месте посадки подшипника ближайшего к шестерне (рисунок 3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и МХ и крутящий момент ТZ = Т1.
Концентрация напряжений вызвана запрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Суммарный изгибающий момент М = 77124 Нмм (рисунок 3).
Момент сопротивления сечения
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где [1 с. 166 таблица 8.7] – отношение эффективного коэффициента концентрации изгибного напряжения к масштабному фактору.
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где [1 с. 166 таблица 8.7] – отношение эффективного коэффициента концентрации касательного напряжения к масштабному фактору;
yt = 01 [1 с. 164] – коэффициент чувствительности к колебаниям касательного напряжения.
Коэффициент запаса прочности
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 15. Учитывая требования жесткости рекомендуют [S] = 30. Полученное значение S = 488 достаточно.
У ведомого вала наиболее опасное сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.
Изгибающий момент М = 162099 Н×мм (рисунок 3).
где [1 с. 166 таблица 8.7] – отношение эффективного коэффициента концентрации касательного напряжения к масштабному фактору; yt = 01 [1 с. 164.] – коэффициент чувствительности к колебаниям касательного напряжения.
Полученное значение S = 427 достаточно.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН= 485 МПа и средней скорости n=195 мс вязкость масла должна быть приблизительно равна 34×10-6 м2с [1 с. 253 таблица 10.8].
Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-88) [1 с. 253 таблица 10.10].
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Выбираем сорт смазки пластической ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74 [1 с. 204 таблица 9.14].
При выполнении проекта производился расчет привода цепного конвейера включающий в себя электродвигатель ременную передачу конический редуктор и цепную передачу.
Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение 1988 – 416 с.
Гузенков П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк. 1990. – 111 с.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк. 1991. – 432 с.
Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя Т.2. М.: Машиностроение 1978 – 784 с.

Спецификации.frw

Документация графическая
Документация текстовая
Шпильки ГОСТ 22032-76
Кольца ГОСТ 13940-86
Двигатель асинхронный
Мaнжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонка ГОСТ 23360-78
Пояснительная записка

Привод.cdw