Рефетека.ру / Промышленность и пр-во

Курсовая работа: Привод цепного конвейера

1. Энергетический и кинематический расчёт привода


1.1 Исходные данные:


Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100


1.2 Выбор электродвигателя.


1.2.1 Определение потребляемой мощности привода


Рвых. = FtּV, (1.1)


где Рвых.- потребляемая мощность привода, кВт


Рвых = 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт


1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя


Рэ = Рвых / ףоб, (1.2)


где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

ףоб – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.


ףоб= ףц.п ּ ףк.п ּ ףм, ּ ףм (1.3)


где ףц.п – КПД цилиндрической передачи, ףц.п=0,96 – 0,98;

ףц.п – КПД конической передачи, ףц.п=0,95 – 0,97;

ףм – КПД муфты, ףм=0,98.


ףоб= 0,97•0,96•0,982 = 0,89

Рэ =0,75/0,89=0,84 кВт


1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя


nэ= nвּ u1ּu2ּ …(1.4)


где u1, u2 - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

nв - частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1


Привод цепного конвейера, (1.5)

Привод цепного конвейера мин-1


Принимаем значения передаточных чисел:


Uб= 2,5- 5 Uт=2-5

nэ=50Ч4,5Ч4=900 мин.-1


По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84


Pэ = 1,1 кВт,nэ = 695 об./мин.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням


После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:


Uобщ= nэ/ nв (1.6)


где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1


Uобщ= 695/50= 13,9

Uред= Uобщ (1.7)

Uред= 13,9


Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.


Привод цепного конвейера, (1.8)


где Uт – передаточное число тихоходной ступени.


Привод цепного конвейера


Из стандартного ряда чисел принимаем Uт=4 по СТСЭВ 229-75


Uб=Uред/Uт, (1.9)


где Uб – передаточное число быстроходной ступени

Uб=13,9/4=3,48


Из стандартного ряда чисел принимаем Uб=3,55 по СТСЭВ 229-75


1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах


Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя


P1 = Pэ ּ ףм, (1.10)


где P1 – мощность на первом валу, кВт;

ףм – КПД муфты


P1 = 1,1Ч0,98=1,08 кВт

P2 = P1 ּ ףк.п., (1.11)


где P2 – мощность на втором валу, кВт;

ףк.п. – КПД конической передачи


P2 = 1,08Ч0,96=1,05 кВт

P3 = P2 ּ ףц.п., (1.12)


где P3 – мощность на третьем валу, кВт;

ףц.п. – КПД цилиндрической передачи


P3 = 1,05·0,97=1 кВт


Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ = 695 мин-1 (1.13)

ni=ni-1/Ui, (1.14)


где ni, ni-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1


n2 = n1 /uб, (1.15)


где uб – передаточное число быстроходной ступени.


n2 = 695/3,55=195,77 мин-1

n3 = n2 /uт, (1.16)


где uт – передаточное число тихоходной ступени.


n3 = 195,77/4=48,94 мин-1


Крутящие моменты на валах определяются по формуле:


Ti =Привод цепного конвейера, Н ּ м(1.17)


где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1


T1 = 9550 ּ P1/n1 = 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T2 = 9550 ּ P2/n2 = 9550 ּ 1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T3 = 9550 ּ P3/n3 = 9550 ּ 1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.


Таблица 1.


Валы

Мощности на валах, кВт Частоты вращения валов, мин-1 Крутящие моменты на валах, Н ּ м Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

Uб=3,55

Uт=4


2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи


2.1 Исходные данные


Крутящий момент на шестерне Т1=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n1 =195,77 мин-1;

Частота вращения колеса n2 =48,94 мин-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС =0,29;

Коэффициент годового использования КГ =0,8.


2.2 Выбор материала и термической обработки колес


Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.


Определение допускаемых напряжений


2.3.1 Определение срока службы передачи


Привод цепного конвейера (2.1)


где tΣ – срок службы передачи, час.


tΣ=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность


Привод цепного конвейера, (2.2)


где Привод цепного конвейера - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

zN – коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]но определяется по формуле:


Привод цепного конвейера (2.3)


где σHlim - длительный предел контактной выносливости, МПа;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR= 1;

ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

ZV = 1;

SH - коэффициент запаса прочности, SH =1,3 – при однородной структуре материала;

SH =1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности ZN определяется по формуле:


Привод цепного конвейера (2.4)


где NHO - базовое число циклов нагружения;

NHE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения NHO принимается равным:


Привод цепного конвейера (2.5)


Если NНО получится больше 12·107, то принимают 12·107.

Когда твёрдость задана в HRC, то


Привод цепного конвейера (2.6)


Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется по зависимости:


NHE =60 Ч n Ч tS Σ(Ti/TH)m/2·ti/t=

=60 Ч n Ч tS (a1b13 + a2b23+…+ aibi3), (2,7)


где ai,bi – коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)


В случае получения NHE> NHО, ZN=1.


Шестерня Колесо

Привод цепного конвейера17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZR=1, ZV=1, SH=1.3

Привод цепного конвейера

NHE1=60·195,77·10161·(13Ч0,15+

+0,53Ч0,85) = 3,06·107

NHО1=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

Привод цепного конвейера17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZV=1, SH=1,3, ZR=1

Привод цепного конвейера

NHE2=60·48,94·10161·(13Ч0,15+0,53Ч0,85)=

=0,75·107

NHО2=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

NHE< NHО – условие выполняется

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера775·1,23=953,25МПа

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера775·1,56=1209 МПа


За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]HP=953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.


2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]F, МПа определяется по формуле:


[σ]F = [σ]FО Ч YAЧ YN, (2.8)


где [σ]FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

YA - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA=1;

YN-–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]FО, определяются по формуле:


[σ]FО = (σFimЧYRЧYXЧYб)/SF, (2.9)


где σFim - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

YR =1;

YX – коэффициент размеров, YX =1;

Yб - коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Yб =1;

SF – коэффициент запаса прочности, SF=1,7.

Коэффициент долговечности YN определяют как:


Привод цепного конвейера (2.11)


где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO =4Ч106;

NFЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения NFЕ определяются по формуле:


Привод цепного конвейера (2.12)


При NFE>NFO коэффициент долговечности YN=1.


Шестерня Колесо

Привод цепного конвейера500-600МПа=550 МПа

Привод цепного конвейера

NFE1=60·195,77·10161·(19·0,15+

+0,59·0,85)= 18,1·107

NFE1> NFO => YN=1

Привод цепного конвейера500-600МПа=550 МПа

Привод цепного конвейера

NFE2=60·48,94·10161·(19·0,15+0,59·0,85)=

=4,55·107

NFE2> NFO => YN=1

Привод цепного конвейера323,5·1·1=323,5МПа

Привод цепного конвейера323,5·1·1=323,5МПа

2.3.4 Определение межосевого расстояния


Привод цепного конвейера (2,13)


где aw- межосевое расстояние, мм;

Ka - вспомогательный коэффициент, Ka = 450;

КН – коэффициент нагрузки;

ψa - коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψa=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным KH=1,4.


Привод цепного конвейера


Из нормального ряда чисел принимаем Привод цепного конвейера


2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев Привод цепного конвейера 350 HB модуль назначают:


m = (0,01…0,02)аW, (2,14)


а при твёрдости >45 HRC


mn = (0,016-0,0315) aw (2,15)

mn = (0,016-0,0315)Ч100

mn = 1,6 – 3,15


Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи


zΣ = 2Чaw/mn, (2,16)

Привод цепного конвейера


2.3.7 Определение числа зубьев шестерни


z1 = zΣ/(u+1) (2,17)

z1 = 100/5=20

Z1>Zmin, (2,18)


где Zmin=17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.


2.3.8 Определение числа зубьев колеса


z2 = zΣ- z1 (2,19)

z2= 100-20 =80


2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:


d=mn Чz

d1=2Ч20=40 мм d2=2Ч80=160 мм


Диаметры вершин зубьев:


da = d + 2·mn (2,20)

da1 = d1 + 2·mn = 40 + 2·2 = 44 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 160 + 4 = 164 мм;


Диаметры впадин зубьев:


df = d – 2.5·mn (2,21)

df1 = d1 – 2.5·mn = 40 – 2,5·2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5·mn = 160 – 2,5·2 = 155 мм;


Ширина колеса:


b2 = ψa · aW (2,22)

b2 = ψa · aW = 0.25·100 = 25 мм


Ширина шестерни:


b1 = b2 + 5мм (2,23)

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм


2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:


Ft = (2ЧT) / d, (2,24)


где Ft- окружное усилие, кН;

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;

d - делительный диаметр колеса, мм;


Ft = (2Ч51,22)/40 = 2,56кН


Радиальное усилие:


Fr=Ft• tgαw (2.25)


где aw - угол зацепления, aw =20°.


Fr=2,56•tg20 = 0,93 кН


2.3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:


[σ]F1/YF1 и [σ]F2/ YF2 (2,26)


Коэффициенты формы зубьв YF1 и YF2 определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса:


Привод цепного конвейера

YF1=4,13 YF2=3,73


Расчёт ведётся по шестерне.

Напряжения изгиба определяются по формуле:


σF = (2Ч103Ч YFЧKFαЧ KFβ ·KFVЧT)/(m2ЧZЧb)Привод цепного конвейера [σ]F, (2,27)


где σF - рабочее напряжение изгиба, МПа;

KFα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;

KFβ - коэффициент концентрации нагрузки;

KFV -коэффициент динамичности нагрузки;

Коэффициент концентрации нагрузки KFβ назначают в зависимости от коэффициента ширины:


Привод цепного конвейера (2,28)

Привод цепного конвейера


Для определения коэффициента динамичности нагрузки KFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса:


V= (πЧdЧn)/(6Ч104), (2,28)


где V - скорость колеса, м/с;

d - делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин-1


Привод цепного конвейера


По скорости назначаем степень точности колеса – 8 степень точности и коэффициент динамичности KFV = 1,04


Привод цепного конвейера


σF1 =205,3МПа < [σ]F1 = 323,5МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.3.12 Проверка зубьев колес на контактную прочность


Привод цепного конвейера (2,29)


где σH-контактные напряжения, МПа;

К - вспомогательный коэффициент, К =428 – для прямозубой передачи;

KHα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, КHα = 1;

KHβ - коэффициент концентрации нагрузки, KHβ = 1,08;

KHV- коэффициент динамичности нагрузки, KHV=1,03;

Ft- окружное усилие, Н;

d1- делительный диаметр шестерни, мм;

b2- ширина колеса, мм.


Привод цепного конвейера


σH = 801,5 МПа < [σ]H = 953, 25 МПа

Прочность зубьев обеспечена.

3. Расчёт прямозубой конической передачи


3.1 Исходные данные


Крутящий момент на шестерне T1 = 14,84 Hм;

Крутящий момент на колесе T2 = 51,22 Hм;

Частота вращения шестерни n1 =695 мин-1;

Частота вращения колеса n2 = 195,77 мин-1;

Передаточное число u = 3,55;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования Kc = 0,29;

Коэффициент годового использования Kr = 0,8.


3.2 Выбор материала и термообработки


Шестерня: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.

Колесо: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRCэ.


3.3 Определение допускаемых напряжений


3.3.1 Определение срока службы передачи

tΣ = 10161 часов – определено ранее.


3.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность


Привод цепного конвейера, (3,1)

где Привод цепного конвейера - базовое допускаемое напряжение, МПа;

ZN – коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:


Привод цепного конвейера (3,2)


ZR=1 (т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);

ZV=1 (проектный расчёт);

SH=1,3 (поверхностное упрочнение).


Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера (3.3)

m = 6; Привод цепного конвейера

NHE=60·n·tΣПривод цепного конвейера=

=60·n·tΣ (a1b13+a2b23+…+ aibi3) (3.4)


Шестерня Колесо

NHE1=60·695·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=10,9·107

NHE1> NHО1=>ZN1=1

NHE2=60·195,77·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=3,06·107

NHE2< NHО

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера775·1=775МПа

Привод цепного конвейера775·1,23=953,25 МПа


За расчётное принимаем Привод цепного конвейера775МПа


3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб


Привод цепного конвейера (3,5)

Привод цепного конвейера (3,6)

Привод цепного конвейера (3,7)

NFO=4·106; m=9

Привод цепного конвейера(3.8)

Привод цепного конвейера=550МПа, YR=1,YX=1,Yδ=1,SF=1,7

Привод цепного конвейера=550·1·1·1/1,7=323,5МПа


Привод цепного конвейера

NFE1>NFО=>YN1=1

Привод цепного конвейера

NFE2>NFО=>YN2=1

YA=1 – передача нереверсивная


Привод цепного конвейера


3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса


de2= 1650·Привод цепного конвейера (3,9)


где de2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

KH - коэффициент нагрузки, KH =1,5;

Т2 - крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

VH - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, VH =0,85.


de2 = 1650Привод цепного конвейера


Назначаем de2ст = 140 мм.


3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:


Привод цепного конвейера (3.10)

Привод цепного конвейера


По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1`=Z=17 т.к. Н1 и Н2 >45 HRCЭ.


3.3.6 Определение числа зубьев колеса


Z2 =Z1Чu (3.11)

Z2 = 17·3,55=60


3.3.7 Определение торцевого модуля


mte = de2ст./Z2 (3.12)

mte = 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля mte = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)


3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса


de2 = mte ЧZ2 (3,13)

de2 = 2,25·60=135 мм

Привод цепного конвейера


Фактическое передаточное число: Uфак=60/17=3,53


3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния


Привод цепного конвейера (3,14)


где z 1и z2 - фактические числа зубьев шестерни и колеса.


Re = 0.5Ч2,25ЧПривод цепного конвейера= 70,16мм


3.3.10 Определение ширины колес


b = kbeЧRbe, (3,15)


где kbe – коэффициент ширины, kbe = 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в=20 мм


3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов


δ2 = arctg Uфакт. (3,16)

δ1= 900- δ2 (3,17)

δ2 = arctg 3,53 = 74,20

δ1= 900-74,20 = 15,80


3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:


de1 = mte Ч z1 (3,18)

de2 = mte Ч z2 (3,19)

de1 =2,25·17=38,3мм

de2 = 2,25·60=135мм


Внешние диаметры:


dae1 = de1+2(1+x1)ЧmteЧcos δ1 (3,20)

dae2 = de2+2(1+x2)ЧmteЧcos δ2, (3,21)


где х1 и х2 – коэффициенты радиального смещения, х1 и х2 = 0


dae1 =38,3+2·2,25Чcos15,82=42,6мм

dae2 =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм


3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:


Ft1 = Ft2 = (2ЧT1)/de1(1-0.5kbe), (3,22)

где Ft1, Ft2 - окружные усилия, кН;

T1- крутящий момент на шестерне, Н • м;

de1- делительный диаметр шестерни, мм.


Ft1 = Ft2 = 2Ч14,84/38,25Ч (1-0,5Ч0,285) =0,9 кН


Осевое усилие на шестерне:


Fa1 = FtЧtgαЧ sinδ1 (3,23)

Fa1 = 0,9Чtg200Чsin15,820 = 0,09кН


Радиальное усилие на шестерне:


Fr1 = Fttgα cos δ1 (3,24)

Fr1 = 0,9Чtg200 Чcos 15,820 = 0,32 кН


Осевое усилие на колесе:


Fa2 = Fr1 (3,25)

Fa2=0,32 кН


Радиальное усилие на колесе:


Fr2 = Fa1 (3,26)

Fr2= 0,09 кН


3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

zv1 = z1/cos δ1 (3,27)

zv2 = z2/cos δ2 (3,28)

zv1 = 17/cos15,820 = 17,67 => YF1=4,31

zv2=60/cos74,180 = 220, 09=> YF2=3,74


Находим отношения:


[σ]F1 / YF1 и [σ]F2/ YF2 (3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5


Проверочный расчёт ведём по шестерне:


σF = 2.7Ч103Ч YFЧKFβЧ KFV ЧT/bЧ de ЧmteЧVF ≤ [σ]F, (3,30)


где VF- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: VF = 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе KFβ определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям KFβ по формуле:


KFβ = 1+ (KHβ-1)Ч1.5, (3,31)


где KHβ=1,2

KFβ = 1+(1,2-1)Ч1,5 = 1,3


При определения коэффициента динамичности нагрузки КFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:


V = πЧ de2(1-0.5Ч kbe) Чn2/6Ч104 (3.32)

где n2 – частота вращения колеса, мин-1.


V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104 = 1,19 м/с


По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV = 1,04 и КHV = 1,03


σF = 2,7·103·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

σF = 177,32<Привод цепного конвейера=323,5 МПа


Прочность зубьев на изгиб обеспечена.


3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность


Привод цепного конвейера (3,33)

Привод цепного конвейера

σH = 695,95 < [σ]H = 775 МПа


Контактная прочность зубьев обеспечена.


3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора


Привод цепного конвейера (3,34)


Привод цепного конвейера100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов


4.1 Расчёт входного вала


4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).


Ft1 = 0,9 кН; Fr1 = 0,32кН;

Fa1 = 0,09кН.

ΣМВ=0; Fr1·48- Fa1·d/2-RAY·26=0

RAY=Привод цепного конвейера

ΣМA=0; Fr1·22- Fa1·d/2+RBY·26=0

RBY=Привод цепного конвейера

ΣF=0; RBY+ RAY -Fr1=0

0,53-0,21+0,32=0

I-I Привод цепного конвейера

M1=Fa1·d1/2-Fr1·z1

M1=0,09Ч15=1,35Н·м

M1=-0,32Ч22+0,09Ч15=-5,69Н·м

II-II Привод цепного конвейера

M2=-Fp·z2+ Fa1Ч25+ RAYЧ(z2-22)

M2==-0,32Ч22+0,09Ч15=-5,69 кН;

M2=-0,32·48+0,09Ч15+0,53Ч26=0

ΣМА=0; RBX·26+Ft1·22=0

RBX=-Ft1·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН

ΣМВ=0; -RAX·26+Ft1·48=0

RAX=Ft1·48/26=0,9Ч48/26=1,66 кН

ΣF=0; Ra+Rb-Ft=1,66-0,76-0,9=0

I-I Привод цепного конвейера

М1=-Ft1·z1

M1=0; M1=-0,9·22=-19,8 Н·м


Выделяем опасные сечения.

Опора А


4.1.2 Упрощённый расчёт вала


Привод цепного конвейера (5.4)


где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.


Привод цепного конвейера (5.5)

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера (5.6)

где σ-1 – предел выносливости материала при изгибе, МПа;


σ-1=0,43σв (5.7)

σ-1=0,43·600=258МПа


ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ = 1,65 – переход с галтелью.


Привод цепного конвейера

σЭ = 8,99 < Привод цепного конвейера=68,8МПа


Прочность в сечении обеспечена.


4.2 Расчёт промежуточного вала


4.2.1 Материал и термообработка вала


Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х


σв=600МПа

σТ=350МПа


4.2.2 Проектный расчёт вала


Привод цепного конвейера (5.11)

dБКПривод цепного конвейераdК+3f (5.12)

dБnПривод цепного конвейераdn+3γ, (5.13)

dn=dK-3γ (5.14)

Привод цепного конвейера


Назначаем dк=24мм, f=1мм


dБКПривод цепного конвейера24+3·1=27мм


Назначаем dБК=27мм, r=1,6мм


dn=24-3·1,6=19мм


Назначаем dn=20мм.


4.2.3 Проверочный расчёт вала


Ft1 = 0,9кН; Ft2 = 2,56кН;

Fr1 = 0,09кН; Fr2 = 0,93кН.

Fa1=0,32кН; Т2=51,22Н·м.

ΣМA=0; RBY·129-Fr1·97-Fr2·32 +Fa1·d/2=0

RBY=Привод цепного конвейера

ΣМВ=0; -RAY·129+Fr1·32+Fr2·97+ Fa1·12·=0

RAY=Привод цепного конвейера

ΣF=0; Ra+ Rb-Fr1-Fr2=0

0,27+0,75-0,09-0,93=0

I-I Привод цепного конвейера

M1=Ra·z1

M1=0; M1=0,27Ч32=8,64Н·м

II-II Привод цепного конвейера

M2=Ra·z2-Fr2·(z2-32)

M2=0,27Ч32=8,64 Н·м

M2=0,27·97-0,93·65=-34,26 Н·м

III-III Привод цепного конвейера

М3=Rb·z3

М3=0; М3=0,75·32=24 Н·м

ΣМА=0; RBX·129-Ft1·97-Ft2·32=0

RBX=Привод цепного конвейера кН

ΣМВ=0; -RAX·129+Ft1·32+Ft2·97=0

RAX=Привод цепного конвейеракН

ΣF=0; Rax+Rbx-Ft1-Ft2=0

1,31+2,15-2,56-0,9=0

I-I Привод цепного конвейера

М1=Rax·z1

M1=0; M1=2,15·32=68,8 Н·м

II-II Привод цепного конвейера

М2=Rbx·z2

M2=0; M2=1,31·32=41,92 Н·м


Выделяем опасные сечения.

Место посадки конического колеса на вал.

Шестерня.

4.2.4 Упрощённый расчёт вала


Привод цепного конвейера (5.15)


где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.


Привод цепного конвейера (5.16)

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера (5.17)

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера (5.18)


где σ-1 – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ-1=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

Кδ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

Кδ = 1,75 – шпоночный паз.

Привод цепного конвейера

σЭ = 64,2 <Привод цепного конвейера=64,87МПа


Прочность в сечении обеспечена.


Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

σ-1=258МПа; ε=0,86; S=2; Кδ = 1,6 – переход с галтелью.

Привод цепного конвейера

σЭ = 59,52 <Привод цепного конвейера=69,33МПа


Прочность в сечении обеспечена.


4.3 Расчёт тихоходного вала


4.3.1 Материал и термообработка вала

Сталь 45 горячекатанная.

σв=580МПа

σТ=320МПа


4.3.2 Проектный расчёт вала


dПривод цепного конвейера (5.19)

dnПривод цепного конвейераd+2t (5.20)

dБnПривод цепного конвейераdn+3γ (5.21)

Привод цепного конвейераdБn

dПривод цепного конвейера


Назначаем d=40 мм, t=2,5


dnПривод цепного конвейера40+2·2,5=45мм


Назначаем dn=45мм; r=3


dБnПривод цепного конвейера40+3·3=49мм


Назначаем dБn=52мм; dк=48мм.


4.3.3 Проверочный расчёт вала


Ft2 = 2,56кН; Fr2 = 0,93кН.

ΣМA=0; RBY·129 -Fr2·93=0

RBY=Привод цепного конвейера

ΣМВ=0; -RAY·129+Fr2·93·=0

RAY=Привод цепного конвейера

ΣF=0; Ra+ Rb-Fr2=0

0,67+0,26-0,93=0

I-I Привод цепного конвейера

M1=Ray·z1

M1=0; M1=0,26·93=24,18Н·м

II-II Привод цепного конвейера

M2= Ray·z2- Fr2·(z2-93)

M2=33,54-92,16=-58,62 Н·м

ΣМА=0; -Ft2·93+Rbx·129=0

RBX=Привод цепного конвейера кН

ΣМВ=0; -RAX·129+Ft2·36=0

RAX=Привод цепного конвейеракН

ΣF=0; Rax+Rbx-Ft2=0

1,85+0,71-2,56=0

M=Rbx·36=1,85Ч36=66,6Н·м


Выделяем опасные сечения

1.Место посадки колеса на вал.


4.3.4 Упрощённый расчёт вала


Привод цепного конвейера (5.23)


где σЭ – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.


Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера (5.24)


σ-1=250МПа; ε=0,81; S=2; Кδ = 1,75 – шпоночный паз.

Привод цепного конвейера

σ = 17,25<Привод цепного конвейера=57,86МПа


Прочность в сечении обеспечена.


5. Выбор и расчёт подшипников качения


5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала


5.1.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7206.


Сr=29,8; Сor=22,3; e=0,36.


5.1.2 Расчёт подшипников качения

Расчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:


Lh=Привод цепного конвейера, (6.1)


где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч;

n- частота вращения вала, об/мин;

Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

Pr- эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;

а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1=1;

а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

[Lh]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач tΣ=10161ч.).

Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:

Pr = (X ּV ּ Fr +Y ּ Fa) ּ Кδ ּ Кt, (6.2)


где Fr – радиальная нагрузка,кН;

Fa – осевая нагрузка, кН;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов Кδ = 1,3;

Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100є С, Кt =1.

При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr.

Для конических роликоподшипников


S=0,83·e·Fr.

Rax=1,66кН, Ray=0,53кН => Ra=Привод цепного конвейера

Rbx=-0,76кН, Rby=-0,21кН => Rb=Привод цепного конвейера

FrA=Ra=1,74кН

FrB=Rb=0,79кН

SA=0,83·0,37·1,74=0,53кН

SB=0,83·0,37·0,76=0,23кН

SA>SB; FA≥SB-SA=>Fa1=SА; Fa2=Fa1+Fa

Fa1=0,53кН; Fa2=0,53+0,33=0,88кН


Опора А:


Привод цепного конвейера

Опора В:


Привод цепного конвейера


Prа = (1 · 1 ·1,74 +0) ּ 1,3 ּ 1 = 2,3 кН.

Prв = (0,4 · 1· 0,79+ 1,6 ·1) ּ 1,3 ּ 1 = 2,49 кН.

Больше перегружена опора В.


Lh=Привод цепного конвейера


Долговечность подшипника обеспечена.


5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала


5.2.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7204.


Сr=29,2кН; Сor=21кН; e=0,37, Y=1,6.


5.2.2 Расчёт подшипников качения


Rax=2,15кН; Ray=0,75кН => Ra=2,28кН

Rbx=1,31кН; Rby=0,27кН => Rb = 1,34кН.

Fra=Ra=2,28кН;

Frb=Rb=1,34кН.

SA=0,83·0,37·2,28=0,7кН

SB=0,83·0,37·1,34=0,41кН

SA< SB; FA< SВ- SА =>Fa2=SВ; Fa1=Fa2-Fa

Fa2=0,41кН; Fa1=0,41+0,26=0,67кН


Опора А:


Привод цепного конвейера


Опора В:


Привод цепного конвейера

Prа = (0,4 · 1 ·2,28 +1,6·1) ּ 1,3 ּ 1 = 3,3 кН.

Prв = (1 · 1· 1,34 + 0) ּ 1,3 ּ 1 = 1,74 кН.


Больше перегружена опора А.


Lh=Привод цепного конвейера


Долговечность подшипника обеспечена.


5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала


5.3.1 Выбор типа подшипников

Шариковый радиальный однорядный 209.


Сr=33,2кН; Сor=18,6кН.

5.3.2 Расчёт подшипников качения


Rax=0,71кН; Ray=0,26кН => Ra=0,76кН

Rbx=1,85кН; Rby=0,67кН => Rb = 1,97кН.

Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Рр=(0,56·1·0,76+1,71·1,07)·1,3·1=2,93кН.

Lh=Привод цепного конвейера


Долговечность подшипников обеспечена.


6. Расчёт шпоночных соединений


6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валу


Шпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78

Расчёт шпонки на смятие


σСМ =Привод цепного конвейера ≤ [σсм], (7.1)


где σСМ – напряжение смятия, МПа;

Т – вращающий момент, Н ּм;

d – диаметр вала, м;

lp – рабочая длина шпонки, м;

k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ σСМ ] – допускаемое напряжение на смятие, [ σСМ ] =60 МПа.

Т=14,84Н·м; d=20мм; lp = 50мм; к=2,8мм.


σСМ =Привод цепного конвейера < [σсм]=60МПа,


6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валу


Т=195,14Н·м; d=38мм; lp = 50мм; к=3,3мм.

σСМ =Привод цепного конвейера < [σсм]=60МПа,


Прочность обеспечена.

7. Подбор муфты


В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:


Т=Кр·Тк,


где Кр=1,1…1,3 – для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.


Т=1,2·13,18=15,81кН·м


Выбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93

Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н·м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал полумуфт – чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.

Материал пальцев – сталь 45.

Муфта допускает значительный осевой разбег до Δ=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов α<1˚.


8. Выбор смазки передач и подшипников


Для смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Литература


1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.

Рефетека ру refoteka@gmail.com