Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Наименование этапа	%	Неделя
Проектировочный расчет	20	3
Эскизная компоновка	20	5
Сборочный чертеж	20	7
Чертеж общего вида	20	9
Оформление проекта	20	11
Защита проекта	20	12

Привод цепного конвейера

График выполнения

Дата выдачи 10.02.2002 г.

Руководитель проекта: Гавриш П.В. ()

2. Введение

Привод к лесотаке применяется в лесоперерабатывающей промышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавления их из реки. В нее входят следующие составляющие:

натяжное устройство;

цепная передача;

тяговая передача;

цилиндрический редуктор;

двигатель;

упругая муфта со звездокой.

3. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

Привод цепного конвейера

где Рм = F∙v - мощность рабочей машины;

F - тяговая сила ленты

v - скорость ленты

Рм =5,8∙0,50=2,75кВт

h пр =hпк3∙hмуфты∙hззз2∙hпс2∙hцп4, КПД привода,

где

hпк=0,99

hмуфты=0,99

hззз=0,96

hцп=0,91

hпс=0,98

h пр =0,986∙0,99∙0,992∙0,914∙0,96=0,566

Рэд = 2,75/0,566 = 5,13 кВт.

В качестве двигателя возьмем асинхронный электродвигатель, единой серии общего назначения 4А по ГОСТ I9523-8I, с ближайшей номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт /5, с. I05/, которой соответствуют четыре типа электродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Для приводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа 4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим hэд=1000 об\мин и кратностью максимального момента

γ=Тпуск/Тном=2,0

электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритными установочными и присоединительными размерами приведен на рис.9 /7, с.519-620/.

3.2 Передаточные числа элементов привод

Общее передаточное число привода:

Uпр=nэд/nрм,

где nэд=1000 об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

nрм= 60∙1000∙ v/ (π∙D),

D=Р∙z/D

nрм=60∙0,50/ (100∙10-3.7) =42,9 об/мин.

Uпр =1000/42,9 = 23,3.

Передаточное число редуктора определяется по формуле

Uред=Uпр/Uоп

где Uоп - передаточное число открытой ременной передачи (рис.8). Принимая предварительно Uоп= 4 \5. с.103\, получим Uред =23,3/5=4,66.

В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используем одноступенчатый редуктор, передаточное число которого Uред=5,6

Уточненное передаточное число открытой ременной передачи

Uоп=Uпр/Uред= 23,3/4,66 = 5,0.

3.3 КПД редуктора и привода

КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора (рис.10)

hред=hзз. hпк2, где

hзз - КПД зацепления одной пары зубчатых колес;

hпк - КПД одной пары подшипников качения. Принимая

hзз = 0,96 и hпк =0,99 \ 5. с.107\ получим:

hред=hзз. hпк2

Общий КПД привода лесотаски равен:

h пр = 0,566.

(hпр не изменяется так как редуктор остался прежним).

3.4 Крутящие моменты на валах

Частоты вращения быстроходного nб и тихоходного nт валов редуктора равны ответственно:

nб =nэд/Uмуфты=1000/1=1000 об/мин;

nт =nб/Uред=1000/5,0 = 200 об/мин.

Мощность на тех же валах:

Рб=Рэд∙hм∙hпк =5,5∙0,99∙0,99 = 5,39 кВт;

Рт=Рб∙hред=7,35∙0,894=5,07 кВт;

Крутящие моменты на быстроходном Тб, и тихоходном Тт валах редуктора:

Тт= 9550∙Рт/ nт = 9550∙5,07/200=242,1 Н∙м;

Тб=9550∙Рб/nб=9550∙5,39/1000=51,5 Н∙м.

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1 Выбор материалов колес ступени

По величине крутящего момента на тихоходном валу редуктора выбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.

Таблица I. Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени

Индекс колеса	Марка стали ГОСТ	Термообработка	Твердость HRC	Напряжения, МПа						Базовое число циклов
				sТ	sВ	sHP	sHP max	sFP	sFP max	N	N
1	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460Ģ	240	430	60	4
2	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460	240	430	60	4

Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни Nне1 и колеса Nне2 /6. с.43/

Nне1=60∙nт∙t0∙cн

Nне2=60∙nб∙t0∙cн

где t0 =21024 ч - расчетный срок службы привода,

cн - параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен cн =0,5 /2. с.95/.

Nне1= 60∙178,6∙21024∙0,5=1,126∙I08 циклов;

Nне2=60∙1000∙21024∙0,5=6,307∙108 циклов.

Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\

Для шестерни:

Привод цепного конвейера

Для колеса:

Привод цепного конвейера ,

где NHO1=NНО2=60∙106 - базовое число циклов (табл.1);

КHL1=6√60∙106/1,126∙108 =1,001;

принимаем КHL1=1;

КHL2=6√60∙106/6,307∙108 = 0,97;

принимаем КHL2=1;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни sНР1 и колеса sНР2 /5. с.113/:

sНР1=s0НР1∙ КHL1, sНР2=s0НР2∙ КHL2

Где s0НР1 =s0НР2=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1);

sНР1=800∙1,001=800,8 МПа,

sНР2 =800∙0,97=776 МПа;

для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.

sНР=sНР2=800 МПа.

4.2 Определение основных параметров ступени

С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с.10/

Привод цепного конвейера

где Uт=Uред=5,0 - передаточное число; ТТ=242,1 Н∙м - крутящий момент на ведомом колесе; sНР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;

Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; yа - коэффициент ширины колеса. Принимая yа =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получим

ат≥ (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) 2 ) 1/3 =113,2;

Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТ

С∙hск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.

Ширина колеса:

b2=yа∙аТ=0,25∙160=40 мм.

Ширина шестерни:

b1= b2+ (5…10) мм =46 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.

mn= (0.02…0.035) ∙ аТ=0,02∙160=3,2 мм.

Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.

Задавая предварительно угол наклона зубьев b=15°, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев zе= z1+z2.

zе=2ат∙Cosb/mn=2∙160∙Cos15°/3,0»103,z1= zе/ (uT+1) =125/ (5,6+1) @17,z2=zе - z1=125-19=86.

Фактический угол наклона зубьев

b=arcos (mn*zе/2aT) =arcos (3,0 ∙103/ (2∙160)) =15,07°

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

uред=5,0. Отклонение Uред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.

Таблица 2

Основные параметры закрытой зубчатой передачи:

Наименование параметра	Расчетная формула	Ступень передачи
Межосевое расстояние, мм	A= (d1+d2) /2	160
Модуль зацепления нормальный, мм	mn= (0.02…0.035) · а	3,0
Модуль зацепления торцовый, мм	Mt=mn/Cosb	3,11
Угол наклона зубьев, град	b=arcos (zе·mn/2a)	15,07
Шаг зацепления нормальный, мм	Pn=p·mn	9,42
Шаг зацепления торцовый, мм	Pt=p·mе	9,77
Число зубьев суммарное	2аCosb/mn	103
Число зубьев шестерни	z1= zе/ (1+u)	17
Число зубьев колеса	Z2=zе-z1	86
Передаточное число	U=z2/z1	5,0
Диаметр делительный колеса, мм	d2=z2·mt	267
Диаметр делительный шестерни, мм	D1=z1·mt	53
Диаметр впадин колеса, мм	dj2=d2-2,5mn	260
Диаметр впадин шестерни, мм	Dj1=d1-2,5mn	45
Диаметр вершин колеса, мм	Da2=d2+2mn	273
Диаметр вершин шестерни, мм	Da1=d1+2mn	59
Ширина колеса, мм	B2=ya·a	40
Ширина шестерни, мм	b1 =b2+ (5…10)	46
Окружная скорость, м/с	u=p·n1·d1/60·1000	2,72
Степень точности зацепления	ГОСТ 1643-72	9-B

Окружные скорости колес по делительным окружностям:

для ступени

υ=π∙nT∙d2/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/ (60∙1000) =2,72 м/с;

По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.

Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fа усилия, действующие в зацеплении ступени

Ft=2∙TT/d2=2∙242,1/267=1,814 кН;

Fr= Ft∙tgα/Cosb=1,814∙tg20°/Cos15°=0,684 кН;

Fа= Ft∙tgb=1.814∙tg15°= 0,484 кН;

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:

NFE1=60∙nб∙t0∙cF; NFE2=60∙nT∙t0∙cF,

где cF - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен cF=0,2 /2. с.95/;

NFE1=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙108 циклов;

NFE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙107 циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:

Принимаем

KFL1=KFL2=1. KFL1=9√NFO1/NFE1 = 0,7;

KFL2=9√NFO2/NFE2 = 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни sFP1 и колеса sFP2 /5. c.114/:

sFP1 =s0FP1∙ KFL1

sFP2 =s0FP2∙ KFL2,

Где s0FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).

sFP1=240∙0,7=168 МПа

sFP2=240∙0,82=197 МПа

5.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

sF =Yb∙YF∙KF∙Ft/ (b2∙m)

В этой формуле Ft=1814 Н - окружное усилие; b2=40 мм - ширина колеса; mn=3,0 мм - модуль зацепления;

коэффициент наклона зуба

Yb=1-b/140°=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьев

Zn=Z/Cos3b; для Zn1=Z1/Cos3b=17/Cos315»20,0 и

Z n2=Z2/Cos3b=90/Cos315»100,0

находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле

KF=KFa∙KFb∙KFu,

где KFa - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KFa=1/7. с.92/; KFb - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KFb= K0Fb=1,06. KFu - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости u=2,72 м/с равен KFu=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

sF1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.

sF2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых sF1=sF1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

Действующие напряжения изгиба при перегрузке sFmax=sF∙ γ, где γ=Тпуск/Тном=2,0

коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);

sF1max = 94∙2=188 МПа,

sF2max =95∙2=190МПа.

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

sF1max =sF2max=430 МПа (табл.1), с

татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

sв=520 МПа; sт=280 МПа; τт=170 МПа; s-1 =150 МПа;

τ-1 =150 МПа, yτ=0.

Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

dТВ = (5…6) 3√Тт =34,3 мм, dБВ = (7…8) 3√Тб =28 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:

Индекс вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
		d	D	B	R	C	Co

Б	206	30	62	16	1,5	19,5	10,0
Т	208	40	80	18	2	32	17,8

Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d2/2»134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).

Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:

Ft= 1,814 кН, Fr = 0,648 кН, Fa= 0,484 кН.

Поперечную силу Fм, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.

FM = 0,3∙Fr = 0,3∙1,814 = 0,544 кН.

Определяем опорные реакции от сил Fr и Fа (плоскость YOZ):

Таблица 4

Индекс вала	Диаметр вала, мм	Размеры шпонки, мм					Момент сопротивления вала, СИ
		B	H	l	t1	t	Wu	Wk
Б	28	8	7	51	4,0	3,3
Т	34	10	8	57	5,0	3,3
Т	48	14	9	59	5,5	3,8

Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

еМВ=0; YA∙ (l1+l2) - Fr∙l2+Fa∙R=0;

YA= (684∙0,057-484∙0,1335) /0,108= - 0,2373 кН;

еМА=0; YB∙ (l1+l2) - Fr∙l1-FA∙R=0;

YB= (684∙0,057+484∙0,1335) /0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

еY=0; YA-Fr+YB=0;

0,2373-0,684+0,9213=0;

0=0.

Строим эпюру изгибающего момента МУ:

McУ=Ya·l1= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;

Mc’У=Yв·l2=921,3·0,057=52,514 Н·м;

Определим опорные реакции от силы Ft (плоскость XOZ):

еМВ=0; ХА· (l1+l2) - Ft·l2=0;

ХА= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;

еМА=0; ХВ· (l1+l2) - Ft·l1=0;

ХВ= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

еХ=0; ХА-Ft+ХВ=0;

0,957-1,814+0,875=0;

1,814-1,814=0.

Строим эпюру изгибающего момента МХ:

Mcх=Хa·l1=957·0,051=48,81 Н·м;

Mc’х=Хв·l2=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента МU от совместного действия сил Ft, Fr, Fа (рис.14. г):

Мuc= ( (Мхс) 2+ (Мус) 2) 1/2 =50,29 Н·м;

Мuc’= ( (Мхс’) 2+ (Мус’) 2) 1/2 =71,72 Н·м;

Определим опорные реакции от силы FМ:

еМВ=0; - RАМ · (l1+l2) - FМ·l3=0;

RАМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН;

еМА=0; - RВМ· (l1+l2) - FМ· (l1+l2+l3) =0;

RВМ=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН.

Проверяем правильность определения реакций:

еFМ=0; RАМ + FМ - RВМ=0

0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.

Строим эпюру изгибающего момента ММ от силы:

Мвм= RАМ · (l1+l2) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м;

Мсм= RАМ ·l1= 297·0,051 =15,44 Н·м;

Мс’м= RАМ ·l2= 297·0,057 =16,93 Н·м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента Ме от совместного действия всех сил (рис.14. е):

Мcе =Мcu+Mcm =50,29+15,44=65,73 Н·м,

Мc’е =Мc’u+Mc’m =71,72+16,93=88,65 Н·м,

МBе =МBu+MBm =0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Тт=242,1 Н·м.

6.2.2 Расчет вала на выносливость

В опасном сечении вала в точке С’ (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент ТТ=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу Wu и кручению WK с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны Wn=14,5·10-6 м3 и WK=30,8·10-6 м3 (табл.4).

Определим действующие напряжения изгиба s, изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения t, изменяющиеся по нулевому циклу:

s=M/Wn=70,81/14,5·10-6=4,5 МПа,

t=TТ/WK=242,1/30,8·10-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным Ss и касательных St напряжениям:

Ss=s-1/ (s·Ks/es·b),

St=2t-1/ (t ( (Kt/et·b) +yt)),

где s-1=250 МПа, t-1=150 МПа, yt=0 (см. п.6.1);

Ks и Kt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

es и et - масштабные факторы; b - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей sb=250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом Ks/es=3.46 /7. с.300/ и

Kt/et=1+0.6 ( (Ks/es) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала Rt≤20 мкм, тогда b=0,9 /7. с.298/.

Ss=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;

St=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S= Ss· St/ (Ss2 +St2) 1/2=17,8·85, 19/ (17,82+85, 192) 1/2=17,42.

Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S] =2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.

Расчет вала на статическую прочность.

При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба sпик и кручения tпик в опасном сечении:

sпик = s·g=4,51.106.2 = 9,02 МПа,

tпик=t·g=7,86.106·2= 15,72 МПа.

Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя g =2 (см. п.3.1).

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным SsТ и касательным StT пиковым напряжениям:

SsТ= sТ/sпик=280/9,02=31,04;

StT =tT/tпик=170/15,72=10,81.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:

SТ= SsТ· StТ/ (SsТ2 +StТ2) 1/2=31,04·10,81/ (31,042+10,812) 1/2=10,21

Так как эта величина больше допускаемого значения [S] =1,7, то статическая прочность вала обеспечена.

Проверка шпонок на смятие.

Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:

sсм= 2T/ (lP· (h-t) ·d) ≤ [sсм],

где Т = 351,3·10З Н·мм - передаваемый крутящий момент; lP - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна lP =lк-b, l,b,h и t - размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [sсм] =800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.

Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:

sСМ=2·242,1·103/ ( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПа

sСМ < [sСМ] =800 МПа.

Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:

sСМ=2·242,1·103/ ( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПа

sСМ < [sСМ] =800 МПа,

следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.

6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала

Суммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):

Fra = (X2A+Y2A) 1/2+RAM = ( (0,957) 2+ (0,285) 2) 1/2+0,297 = 1,296 кН;

Frb = (X2B+Y2B) 1/2+RBM = ( (0,857) 2+ (0,9213) 2) 1/2+0,842= 2,10 кН;

Будем считать, что осевая нагрузка Fra=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная Frb=2,10 кН и осевая Fab=0,225 кН нагрузки.

Эквивалентную статическую нагрузку СОВ определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:

C’OB= Frb=1,716 кН,

C’’OB=X0· Frb+Y0· Fab=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,

где Х0 и Y0 - коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х0=0,6 и Y0=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно СОВ= 0,89 кН.

Коэффициент осевого нагружения при отношении

Fab/COB=0,225/0,89=0,25

для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P= (V·X·Frb+Y·Fab) ·Ks·KT,

Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.

Fab/ (V·Frb) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;

Кb=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; КТ=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100°С /7. с.359/;

P= (1·1·1,296+0·0,225) ·1·1=1,521 кН.

Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)

αh=106/ (60·nT) · (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов.

эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.

6.4 Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при dM=28 мм (рис.9) и

Т = TТ = 242,1 Н·м (см. п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7, с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30

([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.

Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

Корпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния аТ=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.

7.2 Рама привода

Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора - М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).

Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения

8.1 Смазка зубчатых колес

Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.

Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при u= 2,72 м/с и

sН=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм2/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.

Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2dа2 /3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)

Vмасла= 18,2.351.62.10-3= 396,1дм3.

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

Поскольку наибольшее значение произведения dср·n= 60·1000=6·104 мм·об/мин (где - dср средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·103 мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.

С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.

Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.

Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки.

9. Охрана труда, техническая эстетика

Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.

В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.

Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.

Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),

С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).

Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).

После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.

Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.

10. Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод пластинчатого двухпоточного конвейера" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.

По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес

11. Библиографический список

Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, - М.: Металлургия, 1984, - 352 с.

Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд. МИСиС, 1986. - 104 с.

Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. - М.: изд. МИСиС, 1979, - 120 с.

Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985. - 184 с.

Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.

Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Похожие работы: