Проектирование привода к скребковому конвейеру


Примечание	от автора: Работа без чертежей
	Загрузить архив:
	Файл: ref-23353.zip (225kb [zip], Скачиваний: 101) скачать

Министерство образования и науки РС(Я)

Якутский государственный инженерно-технический институт

Технологический факультет

Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций»

ПРИВОД СКРЕБКОВОГО

КОНВЕЙЕРА

Техническое предложение

ЯТИТ.303359.092

Студент __________________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Руководитель ______________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Зав. отделением, декан _______________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

2006 г.

ВВЕДЕНИЕ

Разработка технического предложения (ГОСТ 2.118–73) предусмотрена тех-ническим заданием.

На это стадии проектирования осуществляют привязку машинного агрегата к конкретному производству на территории города или области; определяют ре-жим работы машинного агрегата (реверсивность); характер рабочей нагрузки (постоянная, с колебаниями и т.п.); рассчитывают ресурс привода. Здесь же вы-полняют кинематическую схему привода, анализируют ее элементы, а также си-ловые и кинематические характеристики привода по исходным данным. Знако-мятся с конструкцией рабочей машины и ее назначением, используя сведения из книг по грузоподъемным машинам и механизмам и т.п.

В техническом предложении выбирают вариант двигателя, производят силовой и кинематический расчет привода.

1.2 Условия эксплуатации машинного агрегата

Скребковый конвейер – конвейер для транспортирования по желобу или трубе насыпного груза, подталкиваемого погруженными в него скребками. Скребки могут совершать непрерывное поступательное движение либо возвратно-поступательное. Скребковый конвейер применяют для перемещения пылевидных, кусковых, зернистых грузов, в том числе горячих материалов [5].

Место установки конвейера назначим на транспортном агрегате – снегопогруз-чике или уборочной машине. Работает в течение 7 лет. Режим работы привода нереверсивный. При этом нагрузка, умеренная с малыми колебаниями. Работа в 1 смену, продолжительность смены 8 часов.

1.3 Срок службы приводного устройства

Определяем ресурс привода

где L_r – срок службы привода, лет;

t_c – продолжительность смены, ч; L_c – число смен.

Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

Тогда L_h=20440*0,8=16352 ч., рабочий ресурс привода принимаем L_h=16,5*10³ч.

Место установки	L_r	L_c	t_c	L_h, ч	Характер нагрузки	Режим работы
Транспортная машина	7	1	8	16,5*10³	С малыми колебаниями	Нереверсивный

Эксплутационные характеристики машинного агрегата

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты

вращения двигателя

2.1.1. Определим требуемую мощность рабочей машины Р_рм, кВт:

кВт

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт по табл. 2.1 [1].

Р_ном=2,2 кВт.

2.1.5. Выберем тип двигателя соответствующей номинальной мощности и частоты вращения из следующего ряда

Номинальная мощ- ность Р_ном, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин	Тип двигателя	Номинальная частота n_ном, об/мин
2,2	3000	4АМ80В2У3	2850
1500	4АМ90L4У3	1425
1000	4АМ100L6УЗ	950
750	4АМ112МА8УЗ	700

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, об/мин:

отсюда

2.2.2. Находим передаточное число привода u для каждого варианта типа двига-теля при заданной номинальной мощности Р_ном:

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода условившись стан-дартностью передаточного числа u_зп закрытой передачи, тогда

Наиболее предпочтительным вариантом будет третий и=21,11; и_ном=950 об/мин.

2.2.4. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала конвейера:

2.2.5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала конвейра, при-няв об/мин:

об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода

2.2.7. Уточним передаточное число открытой передачи

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме

Мощность Р, кВт	дв
Б
Т
рм
Частота вращения п, об/мин	Угловая скорость ω, 1/с	дв
Б
Т
рм
Вращающий момент Т, Н*м	дв
Б
Т
рм

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Р_ном=2,2 кВт, п_ном=950 об/мин); передаточные числа: привода и=20,6; редуктора и_зп=7,1; ременной передачи и_оп=2,9.

Таблица 2.5 Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ100L6УЗ, Р_ном=2,2 кВт, п_ном=950 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
Закрытая (редуктор)	открытая	двигателя	редуктора	приводной рабочей машины
Б	Т
Передаточное число и	7,1	2,9	Расчетная мощность Р, кВт	1,58	1,54	1,48	1,44
Угловая скорость ω, 1/с	99,48	34,3	4,83	4,83
КПД η	0,97	0,98	Частота вращения п, об/мин	950	327,68	46,13	46,13
Вращающий момент Т, Н*м	15,88	44,9	307,68	298,51

Министерство образования и науки РС(Я)

Якутский государственный инженерно-технический институт

Технологический факультет

Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций»

ПРИВОД СКРЕБКОВОГО

КОНВЕЙЕРА

Эскизный проект

ЯТИТ.303359.092

Студент __________________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Руководитель ______________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Зав. отделением, декан _______________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

2006 г.

ВВЕДЕНИЕ

Разработка эскизного проекта (ГОСТ 1.119–73) предусмотрена техническим заданием и выполняется на основании результатов, полученном в техническом предложении.

На этой стадии проектирования определяют геометрические параметры зубчатой передачи редуктора, размеры быстроходного и тихоходного валов, а также выбирают подшипники и производят их проверочный расчет по динамической грузоподъемности.

Здесь же выполняют варианты расчета открытых передач, определяют и анализируют силы в зацеплении зубчатых передач и силы со стороны элементов открытых передач и муфт.

В итоге эскизного проекта разрабатывается чертеж общего вида редуктора.

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

3.1 Зубчатые передачи

3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес

а) Выбираем для колеса и шестерни сталь 40ХН с термообработкой:

для колеса улучшение поковки с твердостью 269…302 НВ₂ (286 НВ_2ср), σ_т=750 Н/мм²,

S≤125 мм;

для шестерни улучшение поковки (269..302 НВ₁) и закалка зуба т.в.ч. до твердости на поверхности зубьев 48…53 НRС_Э1 (50,5 НRC_Э1ср≈505 НВ_1ср) при диаметре заготовки D_пред≤200 мм.

3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_H, Н/мм².

а) Коэффициент долговечности принимаем К_Н_L₁₍₂₎=1 т.к. N>N_H₀ передача является длительно работающей

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости определяем по табл. 3.3 [1]

б) Определяем по табл. 3.1 допускаемое контактное напряжение [σ]_Н02 и [σ]_Н02 соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H₀₁ и N_H₀₂, Н/мм² по табл. 3.1 [1]

в) Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]_H₂ и колеса [σ]_H₂, Н/мм²:

Так как для косозубой передачи разница твердостей зубьев шестерни и колеса НВ_1ср-НВ_2ср=505-286=219>70 и 286 НВ_2ср<350НВ, то расчетное среднее допускаемое напряжение рассчитывают по

².

При этом условие [σ]_H=656,46<1,23[σ]_H₂=715,6 Н/мм² соблюдается.

3.3.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]_F, Н/мм².

а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL₁и колеса K_FL₂:

где N_F₀=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответ-ствующее пределу выносливости;

N₁=324*10⁶, N₂=45*10⁶ циклов перемены напряжений за весь срок службы привода (наработка) – см. 3.2.2, а).

Принимаем K_FL₁=1, К_FL₂=1, т.к. N₁>N_F₀.

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F₀₁ и [σ]_F₀₂, Н/мм² соответству-ющее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F₀ по табл. 3.1 [1]:

для материала зубьев шестерни при закалке принимаем m<3 мм;

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F₁ и колеса [σ]_F₂, Н/мм²:

Расчет будем вести по меньшему значению, т.е. по менее прочным зубьям колеса [σ]_F₂=[σ]_F=294,58 Н/мм².

Таблица 3.4 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D_пред	Термо-обработка	НВ_1ср	σ_В	σ_-1	[σ]_Н	[σ]_F
S_пред	НВ_2ср	Н/мм²
Шестерня	40ХН	200	Улучшение+ТВЧ	505	920	420	877	310
Колесо	40ХН	125	Улучшение	286	920	420	581,8	294,58

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ

4.1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

4.1.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние а_w, мм:

где а) для косозубых передач вспомогательный коэффициент К_а=43;

б) ψ_а=в₂/а_w – коэффициент ширины венца колеса, равен 0,28…0,36;

в) и=7,1;

г) Т₂=307,68 Н*м;

д) [σ]_H=656,46 Н/мм²;

е) К_Нβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.

Принимаем а_w=125 мм, по табл. 13.15 [1].

4.1.2. Определяем модуль зацепления т, мм:

здесь а) К_т=5,8 вспомогательный коэффициент для косозубых передач

б) делительный диаметр d₂, мм:

в) ширина венца колеса b₂, мм:

г) допускаемое напряжение изгибу [σ]_F=294,58 Н/мм².

Принимаем т=1,5 мм по табл. 13.15 [1].

4.1.3. Определим угол наклона зубьев β_min:

4.1.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

4.1.5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

4.1.6. Определим число зубьев шестерни при условии, что z₁≥18:

4.1.7. Определим число зубьев колеса

4.1.8. Определим фактическое передаточное число и_ф и проверим его отклонение Δи от заданного и:

4.1.9. Определим фактическое межосевое расстояние:

мм;

4.1.10. Определим фактические геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Шестерня	Колесо
косозубая	косозубое
диаметр	делитель- ный
вершин зубьев
впадин зубьев
Ширина венца

Проверочный расчет

4.1.11. Проверим межосевое расстояние:

4.1.12. Проверим пригодность заготовок колес по условию пригодности заготовок:

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса

4.1.13. Проверим контактные напряжения σ_Н, Н/мм²:

здесь

а) К – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376;

б)

в) определяется по графику на рис.4.2. [1] в зависи-мости от окружной скорости колес:

и степени точности соответствующей передачи, степень точности 9-ая см. табл. 4.2. [1], тем самым

г)

д) Т₂=307,68 Нм; d₂=219,51 мм; b₂=40 мм;

и_ф=7,2; ω₂=4,83 1/с; [σ]_H=656,46 Н/мм² см. в верхних разделах.

«недогрузка».

4.1.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ²:

для колеса:

здесь а) m=1,5мм; b₂, F_t см. п. 4.1.13.;

б)

в) для прирабатывающихся зубьев колес;

г)

д) и

е)

ж) и допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

для колеса: Н/мм²,

Н/мм²;

для шестерни: ²,

².

Таблица 4.5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние а_w	125	Угол наклона зубьев β^°	10,2631^°
Модуль зацепления т	1,5	Диаметр делительной окружности: шестерни d₁ колеса d₂	30,49 219,51
Ширина зубчатого венца: шестерни b₁ колеса b₂	45 40
Число зубьев: шестерни z₁ колеса z₂	20 144	Диаметр окружности вершин: шестерни d_a1 колеса d_a2	33,49 222,51
Вид зубьев	косозубый	Диаметр окружности впадин: шестерни d_f1 колеса d_f2	26,89 215,91

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

5.1 Расчет плоско ременной передачи

Проектный расчет

5.1.1. Определим диаметр ведущего шкива d₁, из условия долговечности проектируемых кордшнуровых ремней:

где δ – толщина ремня, мм (см. табл. 5.1, [1]),

полученное значение округлить до ближайшего стандартного по табл. К40, [1].

5.1.2. Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где и – передаточное число ременной передачи;

ε – коэффициент скольжения выбирается из интервала (0,01…0,02);

по стандарту принимаем d₂=400 мм.

5.1.3. Определим фактическое передаточное число и_ф и проверим его отклонение от заданного Δи с условием:

5.1.4. Вычислим ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

5.1.5. Определим расчетную длину ремня l, мм:

полученное значение ремня принимаем по стандарту из ряда чисел: l=2500 мм.

5.1.6. Уточним значение межосевого расстояния а, мм по стандартной длине l:

5.1.7. Вычислим угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град:

угол α₁ должен быть ≥150^°.

5.1.8. Определим скорость ремня υ, м/с:

где [υ] – допускаемая скорость.

5.1.9. Определим частоту пробегов ремня U, с^-1:

где [U] – допускаемая частота пробегов.

5.1.10. Определим окружную силу F_t, Н, передаваемую ремнем:

где Р_ном– номинальная мощность двигателя, см. 2.3

5.1.11. Определим допускаемую удельную окружную силу, Н/мм²:

где [k₀] – допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм²;

С – поправочные коэффициенты (см. табл. 5.2, [1]).

5.1.12. Определить ширину ремня b, мм:

значения F_t, Н; δ, мм; [k_п], Н/мм² смотри выше. Ширину ремня b округляем до стан-дартного значения: b=100мм.

5.1.13. Определим площадь поперечного сечения ремня А, мм²:

5.1.14. Определим силу предварительного натяжения ремня F₀, Н:

где σ₀, Н/мм² – предварительное напряжение (см. табл. 5.1, [1]).

5.1.15. Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:

5.1.16 Определим силу натяжения ремня на вал F_оп, Н:

где α₁ – угол обхвата ремнем ведущего шкива, см. выше.

Проверочный расчет

5.1.17. Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ²:

где

а) ²;

б) ²:

здесь Е_И=80…100/мм²– модуль продольной упругости при изгибе для

прорезиненных ремней;

в) ²:

где ρ=1000…1200 кг/мм³ – плотность материала ремня.

г) ² – расчетное напряжение для плоских ремней

Таблица 5.3 Параметры плоскоременной передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	открытый	Частота пробегов ремня U, 1/с	2,8
Межосевое расстояние а	816	Диаметр ведущего шкива d₁	140
Толщина ремня δ	2,8	Диаметр ведомого шкива d₂	400
Ширина ремня b	100	Максимальное напряжение σ_max, Н/мм²	4,6
Длина ремня l	2500	Предварительное натяжение ремня F₀ , Н	560
Угол обхвата ведущего шкива α₁, град	161,83	Сила давления ремня на вал F_оп,Н	1106

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
Радиальная
Осевая

Величины входящие в формулы для определения сил:

1. Т₂ – вращающий моменты на тихоходном вале редуктора, Нм (см. табл. 2.5);

2. d₂ – делительный диаметр колеса, мм (см. табл. 4.5);

3. β – угол наклона зубьев цилиндрических колес (см. табл.4.5)

4. α – угол зацепления;

5. α₁ – угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. табл. 5.3);

6. F₀ – сила предварительного натяжения ремня (см. табл. 5.3).

6.2 Определение консольных сил

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
на шестерне	на колесе
Плоскоременная	Радиальная
Муфта тихо-ходного вала	Радиальная

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

7.1 Выбор материала валов

Выбор материала валов произведем следующим образом, в виду технологич-ности мы произвели выбор материала зубчатого зацепления одинаковым для ко-леса и шестерни. Кроме того, быстроходный вал выполнен заодно с шестерней в виду уменьшения стоимости производства. Тем самым вал-шестерня имеет тот же материал, который выбирался для зубчатого зацепления в 3.1.

С целью уменьшения себестоимости редуктора и компенсации затрат произ-водства на дорогие средства (сталь 40ХН применяемая в качестве материала зубчатого зацепления) и различную технологию, принимаем сталь 45 как мате-риал тихоходного вала (под колесо).

Таблица 7.1 Характеристики материала валов

Деталь	вал-шестерня	тихоходный вал
Марка стали	40ХН	45
σ_В, Н/мм²	920	780
σ_Т, Н/мм²	750	540
σ_-1, Н/мм²	420	335

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Допускаемые напряжения принимаем скомпенсированными, т.е. заниженными не учитывая напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность во вре-мени (циклы напряжений).

- допускаемые напряжения на кручение.

При этом меньшие значения для быстроходного вала, а большие для тихоходного вала.

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Проектный расчет

Быстроходный вал

· 1-ая ступень под шкив

d₁=30мм;

с=1 мм, размер фаски определяемый по табл. 10.8, [1].

· 2-ая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=35мм; t–высота буртика;

l₂=53мм;

· 3-я ступень под шестерню

d₃=42мм; r–координаты фаски подшипника;

· 4-я ступень под подшипник

Тихоходный вал

· 1-я ступень по муфту

d₁=40мм;

· 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

t–высота буртика;

l₂=60мм;

· 3-я ступень под колесо

d₃=50мм;

r–координаты фаски подшипника;

· 4-я ступень под подшипник

округлим l₄=18мм;

· 5-я ступень упорная или под резьбу заменяем распорной втулкой.

7.3 Предварительный выбор подшипников качения

7.4.1. Для обоих валов выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники см. табл. К27, [1]. Быстроходный вал установим на подшипники легкой серии, а тихоходный на подшипники особо легкой серии. Соответствующая схема уста-новки 3 (враспор).

7.4.2. Подшипники выбираем по диаметральному соответствию для вала-шестерни подшипник №207; для вала колеса подшипник №109.

Таблица 7.2 Размеры ступеней. Характеристика подшипников

Размеры ступеней, мм	d₁	d₂	d₃	d₄	Размеры, мм Грузоподъемность, кН	d	D	B	r	C_r	C_0r
l₁	l₂	l₃	l₄
Тихоходный	40	45	50	45	109	45	75	16	1,5	21,2	12,2
48	60	78	18
Быстроходный	30	35	42	35	207	35	72	17	2	25,5	13,7
45	53	78	18

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Расчет эквивалентной нагрузки R, см. 8.1).

№109 №207

п₂=46,13 n₁=327,58 частота вращения кольца подшипника, об/мин

осевая сила в зацеплении, H 3125 2078

суммарные реакции в подшипниках, H

Характеристика подшипников

№109 №207 C_r=21200H С_r=25500Н; динамическая грузоподъемность C₀_r=12200H; С₀_r=13700H; статическая грузоподъемность V=1; V=1; коэффициент вращения X=0,56; X=0,56; коэффициент радиальной нагрузки m=3; m=3; показатель степени Y=1,85; Y=1,9; e=0,24; e=0,23; K_б=1,3; K_б=1,3; коэффициент безопасности K_T=1; K_Т=1; температурный коэффициент а₁=1; а₁=1; коэффициент надежности а₂₃=0,8. а₂₃=0,8. коэффициент качества и эксплуатации коэффициенты определяются по табл. 9.1, 9.2, 9.4, u 9.5 [1].

Тихоходный вал

1.Определим отношение

2.Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Быстроходный вал

9.2. Определение динамической грузоподъемности

и расчетной долговечности

Тихоходный вал

1.Определим динамическую грузоподъемность

2.Определим расчетную долговечность

Быстроходный вал

Вал	Подшипник	Размеры dxDxВ, мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
принят предвари- тельно	выбран оконча- тельно
Б	306	207	35x72x17	20486	25500	31823	16500
Т	209	109	45x75x16	19502	21200	21194	16500

Таблица 9.7 Основные размеры и эксплуатационные характеристики

Министерство образования и науки РС(Я)

Якутский государственный инженерно-технический институт

Технологический факультет

Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций»

ПРИВОД СКРЕБКОВОГО

КОНВЕЙЕРА

Технический проект

ЯТИТ.303359.092

Студент __________________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Руководитель ______________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Зав. отделением, декан _______________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

2006 г.

ВВЕДЕНИЕ

Разработка технического проекта (ГОСТ 2.120–73) предусмотрена техни-ческим заданием и выполняется на основании результатов, полученных в эс-кизном проекте.

Технический проект выполняется с целью выявления окончательных тех-нических решений, дающих полное представление о конструкции деталей и от-дельных узлов привода, а также для оценки их соответствия требованиям тех-нического задания.

В техническом проекте разрабатываются варианты конструкций зубчатой передачи редуктора, элементов открытой передачи, корпуса, подшипниковых уз-лов, валов, муфты и выполняется чертеж общего вида привода.

Здесь же проводятся расчеты, подтверждающие прочность и долговечность окончательно принятых конструкций валов, шпоночных соединений и соединений с натягом, стяжных винтов подшипниковых узлов.

В техническом проекте согласовываются габаритные, установочные и при-соединительные размеры привода, решается ряд эксплуатационных вопросов, свя-занных со смазыванием редукторной зубчатой пары и подшипниковых узлов.

В заключение этой стадии проектирования определяется технический уро-вень редуктора.

11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

11.1. Проверочный расчет шпонок

Условие прочности:

где ²;

1.Проверим шпонку 3 ступени тихоходного вала под колесом

Призматическая шпонка: h=9мм, b=14мм, t₁ =5,5мм, l=50мм.

².

Снижаем значение допускаемого напряжение на 20…25% вследствие

колебаний нагрузки.

Тогда², шпонка пригодна.

2.Проверяем шпонку 1 ступени тихоходного вала под муфтой

h=9мм, b=14мм, t₁=5,5мм, , l=36мм.

3.Рассчитаем шпонку быстроходного вала 1 ступени под шкивом

h=5мм, b=5мм, t₁=3мм, l=45мм.

допускаемые напряжения уменьшаем в два раза в виду неоднородности материалов соединяемых деталей, ступица чугунная.

11.2. Проверочный расчет стяжных винтов

подшипниковых узлов

Стяжные винты подшипниковых узлов класса точности 5.6 стали 35, предел прочности – предел текучести –

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения ²:

где

R_y самая большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного и тихоходного вала (см. 8.1 и 8.2);

x=0,2…0,3 – для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок.

р – шаг резьбы (см. табл. К5, [1]).

².

1.Проверим прочность стяжных винтов, узлов тихоходного вала:

², винты пригодны.

2.Проверим прочность стяжных винтов, узлов быстроходного вала:

², винты полностью пригодны.

11.3. Проверочный расчет валов

Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми значениями:

1.После проведенного уточненного вычисления суммарных реакций в опорах подшипников, увеличение оказалось незначительным.

2.Наиболее опасными сечениями являются, сечение посадки подшипников со стороны консольной силы и 3-ей ступени под колесом (шестерней).

3.Источниками концентрации напряжений сечения 2-ой ступени считаются – ступенчатый переход галтелью или канавкой и посадка подшипника с натягом;

Концентрацию напряжений на 3-ей ступени определяют: посадка колеса с

натягом и шпоночный паз. Вал-шестерня – концентратор напряжений –

шлицы.

4.Материал вала-шестерни соответствует материалу выбранного в зубчатом зацеплении (см. 3.1), а для вала колеса применяем сталь 45 (см. табл. 7.1)

5.Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала, Н/мм²:

Сечение 3 (ступенчатый переход)

где М – суммарный изгибающий момент;

W_нетто–осевой момент сопротивления сечения вала, мм³ (см. табл. 11.1, [1]).

где M_k – крутящий момент;

W_ρ_нетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала,мм³.

Сечение 2 (шестеренка)

6.Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без поверхностного упрочнения:

Сечение 3

где

Расчет велся по наибольшему значению отношения

посадки с натягом (см. табл. 11.2–11.4, [1]).

расчет велся по концентрации натяга,

Сечение 2

7.Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

Сечение 3

где ², (см. табл. 7.1)

Сечение 2

8.Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Сечение 3

Сечение 2

9.Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Сечение 3

Сечение 2

10. Проверяем на прочность тихоходный вал, опасные сечения: 2 (ступенчатый переход) и 3 (под колесом).

11. Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм²:

Сечение 2

Сечение 3

12. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для вала без поверхностного упрочнения:

Сечение 2

– коэффициенты концентрации напряжений от ступенчатого перехода;

Поэтому расчет ведутся по концентратору напряжений посадки с натягом:

Сечение 3

13. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

Сечение 2

Сечение 3

14. Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Сечение 2

Сечение 3

15. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях:

Сечение 2

Сечение 3

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях вала.

Таблица 11.1 Результаты проверочных расчетов

Детали	ступени	Напряжение, Н/мм²

Шпонки	Быстроходный вал	1	41,2	55
Тихоходный вал	1	43	87,5
3	26,3
Стяжные винты	Быстроходный узел		30	60
Тихоходный узел	21,5	60
Детали	опасные сечения	Коэффициент запаса прочности

Валы	быстроходный	3	6,1	2
2	15	2
тихоходный	2	3,3	2
3	4,3	2

12. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

12.1 Определение массы редуктора

12.1.1. Масса редуктора вычисляется по следующей формуле:

где ϕ = 0,432 – коэффициент заполнения определяем по графику в зависи-мости от межосевого расстояния

V – условный объем редуктора, мм³.

Для более точного определения условного объема V, разобьем редуктор на вспомогательные части:

Тогда

где

– объем составляющий часть крышки и корпуса основания под подшипниковый узел, высоту рассчитываем по наружному диаметру подшипникового узла.

³, ³, ³,

12.2. Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня определяется по формуле

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Нм:

Таблица 12.1 Технический уровень редуктора

Тип редуктора

Масса m, кг

Момент Т₂, Нм

Критерий γ

Вывод

Цилиндрический

одноступенчатый

307,68

0,15

Средний;

Министерство образования и науки РС(Я)

Якутский государственный инженерно-технический институт

Технологический факультет

Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по деталям машин

студента______________________________________

(фамилия, инициалы)

____________________________________________

(группа)

2006

Министерство образования и науки РС(Я)

Якутский государственный инженерно-технический институт

Технологический факультет

Кафедра «Сварка, мониторинг и диагностика конструкций»

ПРИВОД СКРЕБКОВОГО

КОНВЕЙЕРА

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

ЯТИТ.303359.092

Студент __________________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Руководитель ______________________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

Зав. отделением, декан _______________________________

(подпись) (фамилия, инициалы)

2006 г.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.Шейнблит А.Е.; Курсовое проектирование деталей машин – Калининград, 2005г.

2.Куклин Н.Г., Куклина Г.С.; Детали машин – М., 1987г.

3.Л.В. Курмаз, А.В. Скойбеда; Детали машин. Проектирование – М., 2004г.

4.П.Ф. Дунаев, О.П. Лемиков; Конструирование узлов и деталей машин – М., 2003г.

5.Новый политехнический словарь

ОГЛАВЛЕНИЕ

Техническое предложение…………………………………………………………………………………………….3

Введение……………………………………………………………………………………………………………………..5

Разработка кинематической схемы машинного агрегата…………….…6

Выбор двигателя. Кинематический расчет привода………………………..….8

Эскизный проект………………………………………………………………………………………………………….….12

Введение…………………………………………………………………………………………………………………...14

Выбор материала зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений………………………………………………………15

Расчет зубчатых передач……………………………………………………………………………….18

Расчет открытых передач……………………………………………………………………………..23

Нагрузки валов редуктора…………………………………………………………………………….27

Разработка чертежа общего вида редуктора…………………………………….29

Расчетная схема валов редуктора……………………………………………………………33

Проверочный расчет подшипников……………………………………………………………….35

Технический проект……………………………………………………………………………………………………..37

Введение……………………………………………………………………………………………………………………39

Проверочные расчеты………………………………………………………………………………………..40

Расчеты технического уровня редуктора………………………………………………52

Список использованной литературы…………………………………………………………………….53

Оглавление………………………………………………………………………………………………………………………..54