Спроектировать привод винтового конвейера

СОДЕРЖАНИЕ
1. ВЫБОР СТАНДАРТНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
1.1. Определение требуемой мощности электродвигателя
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
2.1. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
2.2. Определение частот вращения на валах двигателя
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА
4. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОСОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
4.1. Расчёт быстроходной ступени
4.2. Расчёт тихоходной ступени
5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
5.1. Расчёт и проектирование второго вала привода
5.2. Расчёт и проектирование третьего вала
5.3. Расчёт и проектирование четвёртого вала привода
6. ВЫБОР МЕТОДА СМАЗКИ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА И НАЗНАЧЕНИЕ СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА
7.1. Быстроходная ступень
7.2. Тихоходная ступень
8. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
9. СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЁТНОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА
9.1. Вал ЕF (IV) (без учета консольных нагрузок)
9.2 Вал СD (III)
9.3. Вал AB (II) (без учета консольных нагрузок)
10. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
11. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
12. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
12.1. Уточнённый расчёт тихоходного вала
12.2. Уточнённый расчёт промежуточного вала
13. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЛИТЕРАТУРА

Так как > и >-, то ==60,17 Н; Н.
Определяем отношения

Тогда эквивалентная нагрузка:
Долговечность подшипника в более нагруженной опоре D на валу III:
Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:
.
Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L > LE выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для промежуточного вала в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.
Вал II:
Полная реакция в опоре А
Полная реакция в опоре В
H
Наиболее нагружена опора А → Fr = RА = 1104 H

По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:
Х = 0,56; Y = 1,89.
Эквивалентная нагрузка:
Долговечность подшипников тип 305 опоры А на валу II:
Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно, что неравенство L=807,53>LE=131,355 выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.
В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора по заданию.
11. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:
, (11.1)
где Tраб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ;,
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
b, h – размеры сечения шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
- допускаемое напряжение смятия.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице , при чугунной ступице МПа.
Ведущий вал: мм; ; t1 = 4,0 мм; длина шпонки под шкивом ременной передачи l = 45 мм; момент на ведущем валу ;
МПа ≤
Промежуточный вал:
мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки под шестерней l = 63 мм; момент на промежуточном валу ;
МПа < .
Ведомый вал:
проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 6,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на ведомом валу ;
МПа ≤ .
Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм; ; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 70 мм; момент на ведомом валу ;
МПа ≈ , учитывая, что материал полумуфты МУВП – чугун марки СЧ 20.
12. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений тихоходного и промежуточного валов.
12.1. Уточнённый расчёт тихоходного вала
Материал тихоходного – сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Крутящий момент на валу .
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:
;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:
Проверка:
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:
;
Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:
;
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)
.
Сечение под колесом. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [1, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].
При d = 52 мм, b = 16 мм, t1 = 6,0 мм (по табл. 8.5 [1])
Момент сопротивления кручению
(12.1)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
МПа
Рис. 12.1

; среднее напряжение σm=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
12.2. Уточнённый расчёт промежуточного вала
Материал промежуточного вала – сталь 40 улучшенная. По табл. 3.2 [3, стр. 50] находим механические свойства улучшенной 40, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Крутящий момент на валу .
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом слева:
;
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под колесом справа:
Проверка:
Изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении под шестерней:
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом слева:
;
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под шестерней:
;
Проверка: изгибающий момент в горизонтальной плоскости под колесом справа:
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под шестерней (см. эпюру)
.
Сечение под шестерней. Диаметр вала в этом сечении примем равным мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев (шлицев) (см. рис.12.1). По таблице 11.2 [3, стр. 258] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [1, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].
Момент сопротивления кручению
мм. (12.1)

Рис. 12.2
Момент сопротивления изгибу
мм. (12.2)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа. (12.3)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа; (12.4)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
. (12.5)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
. (12.6)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под шестерней
. (12.7)
Такой значительный коэффициент запаса получился, т.к. в проверяемом сечении вал выполнен заодно с шестерней и, соответственно, имеет большой диаметр.
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=2,5-4,0.
13. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбираем сечение клинового ремня по мощности и числу оборотов на валу 1. При об/мин и Вт принимаем сечение ремня типа А [3, с. 83], При Нм для ремня типа А минимальный диаметр [3, с. 84]. Принимаем .
Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,02:
. [14.1]
Ближайшее стандартное значение [3, c. 426]. Уточняем передаточное отношение i с учетом ε:
.
Расхождение с заданным составляет 2,0%, что не превышает допустимого значения 3% [3, c. 85].
Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале
[14.2]
принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм.
Расчетная длина ремня:
. [14.3]
Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, .
Вычисляем
и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:
[14.4]
Угол обхвата меньшего шкива
[14.5]
Скорость ремня
[3, c.85] [14.6]
Число пробегов
[3, c.85] [14.7]
По таблице 5.5 [3, c.86] определяем величину приведенной мощности , передаваемой одним клиновым ремнем: =1,3 кВт на один ремень.
Коэффициент угла обхвата:
. [14.8]
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:
. [14.9]
Коэффициент режима работы при заданных условиях [3, c. 78], тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:
Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи [3, c. 80].
кВт [14.10]
Расчетное число ремней:
. [14.12]
Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение каждой ветви ремня:
; [14.13]
F – площадь поперечного сечения одного ремня; по ГОСТ 1284-68 F = 81 мм2.
Окружная сила, передаваемая комплектом ремней:
Н [14.14]
Рабочее натяжение одного ремня ведущей ветви
; [14.15]
Рабочее натяжение одного ремня ведомой ветви
; [14.16]
Усилие на валы
. [14.17]
Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей . Ширина шкива для двух ремней по ГОСТ 1284-68 равна 36 мм
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.
В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора.
Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.

ЛИТЕРАТУРА
1. Чернавский С.А., Ицкович Г. М., Боков К. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – М.: Машиностроение,1979. – 351с.
2. Чернавский С.А., Боков К. Н.,. Чернин И. М и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение,1979. – 351с.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454с.
4. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов,: Учебное пособие. – 2-е изд., перераб. и дополн. – К: Выща. шк.,1990. – 151с.: ил.
5. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1 – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1982. – 736с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 447с.
7. Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник.- М.: Машиностроение, 1983. – 543 с.
54