Спроектировать привод к валу цепного конвейера

Техническое задание 4
1. Кинематический расчет 5
1.1 Подбор электродвигателя 5
1.2 Уточнение передаточных чисел привода 5
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах 6
2. Расчет червячной передачи 8
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материалов червячной пары 8
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 11
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба 11
2.4 Определение допускаемых напряжений при максимальной пиковой нагрузке 12
2.5 Проектный расчет 12
2.5.1 Межосевое расстояние 12
2.5.2 Основные параметры передачи 13
2.5.3 Размеры червяка и колеса 14
2.5.4 Проверочный расчет передачи на прочность 16
2.5.5 КПД передачи 18
2.5.6 Силы в зацеплении 19
3. Эскизное проектирование 20
3.1 Проектные расчеты валов 20
3.2 Расстояния между деталями передач 22
3.3 Выбор типов подшипников 23
3.4 Схемы установки подшипников 23
3.5 Составление компоновочной схемы 24
4. Конструирование червячного колеса и червяка 25
4.1 Червяк 25
4.2 Червячное колесо 25
5. Подбор шпоночных соединений 29
5.1 Подбор шпоноки для соединения червячного колеса и вала 29
5.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков 31
6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс 33
6.1 Подшипники червячного вала 33
6.2 Подшипники вала червячного колеса 34
7. Конструирование корпусных деталей 37
8. Конструирование крышек подшипников 40
9. Расчет ременной передачи 42
10. Расчет валов на прочность 44
10.1 Входной вал 45
10.2 Выходной вал 49
11. Выбор манжетных уплотнений 53
Список используемой литературы 54
 

При требуемом ресурсе 90%. 7. Конструирование корпусных деталейПри конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257] Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15. Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257] где T - вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м. δ = 6 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ≈ 0,5δ; R ≈ 1,5δ, где δ - толщина стенки. [1, стр. 257] Назначаем r = 3 мм; R = 9 мм; Формовочные уклоны задают углом β или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258] Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9...1,0 толщины основной стенки δ. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8δ. Высоту ребер принимают hp ≥ 5δ. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [1, стр. 258] Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2...4 мм. [1, стр. 258] При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от "черных" (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4...0,5)δ. [1, стр. 258] Во избежание поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258] Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жесткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262] Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами. Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора: Назначаем болты для крепления крышки редуктора и корпуса М10-6g х **.58.016 ГОСТ 7796-70. Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10-6H.5 ГОСТ 15521-70. Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65Г ГОСТ 6402-70 (высота 2.5 мм). Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): dф ≈ 1,25d, где d - диаметр винта (болта) крепления крышки и корпуса редуктора. [1, стр. 267] dф ≈ 1,25 ∙ 10 ≈ 13 мм. Согласованное значение с ГОСТ. dф = 12 мм. Высота шайбы под этот винт 3 мм. 8. Конструирование крышек подшипниковКрышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148] Назначаем материал крышек - чугун марки СЧ20. Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 8. Схема крышки с манжетным уплотнением - рис. 9. Рис. 8 [1, рис. 8.2, а, стр. 149] Рис. 9 [1, рис. 8.3, а, стр. 149] Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D: D, мм........50...6263...95100...145150...200δ, мм........5678d, мм........681012z..............4466Размеры других конструктивных элементов крышки: δ1 = 1,2δ; δ2 = (0,9...1)δ; Dф = D + (4...4,4)d; c ≈ d. Крышки подшипников входного вала. D = 72 мм. Назначаем δ = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; δ1 = 7 мм; δ2 = 6 мм; Dф = 107 мм; c = 8 мм. Крышки подшипников выходного вала. D = 80 мм. Назначаем δ = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; δ1 = 7 мм; δ2 = 6 мм; Dф = 115 мм; c = 8 мм. 9. Расчет ременной передачиРасчет диаметра меньшего шкива d1, мм, если он не назначается по конструктивным соображениям исходя из габаритов установки, производят по формуле М.А. Саверина: где Р1 – мощность на ведущем шкиве, кВт; n1 – частота вращения ведущего шкива, об/мин. Имея n1 = 1447.4 об/мин и требуемую мощность для привода Р1 = 6.62 кВт, и используя коэффициент 1200, получаем: d1 = 199 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива не должен быть меньше минимально допустимого и принимаемого по рекомендациям табл. в зависимости от предварительно назначенного материала и типа ремня. ЧислопрокладокРезинотканевые ремни с каркасом из тканиБ-800, Б-820БКНЛ-65, БКНЛ-65-2с прослойкамибез прослоекс прослойкамибез прослоек3180/140140/112140/112125/904224/180200/140180/140160/1125315/224250/180224/180200/1406355/315315/224280/200224/180синтетические ремниТолщина d , мм0,40,50,60,70,80,91,0 1,11,2dmin, мм2836455663718090100В данной работе мы не определяем конструкцию шкивов, а определяем только значения диаметров, чтобы в дальнейшем определить тяговое усилие ремня, которое необходимо для расчета вала на прочность. Округлим полученное значение диаметра до значения из стандартного ряда Ra: d1 = 200 мм. Определим диаметр ведомого шкива по формуле: d2 = d1∙0,99∙Uр, где Uр - заданное передаточное отношение ременной передачи (Uр = 2), а коэффициент 0,99 есть коэффициент упругого скольжения, принимаемый для резинотканевых ремней. d2 = 396 мм. Округлим полученное значение диаметра до ближайшего значения из стандартного ряда Ra: d2 = 400 мм. Действительное передаточное число ременной передачи: Uр = d2/(0,99∙d1); Uр = 2.02. Определим тяговое усилие ремня на вал. Fр = T1/d2; где T1 - момент на входном валу редуктора. Fр = 1000∙41.65/400 = 104.1 Н. 10. Расчет валов на прочностьРасчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165] Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165] В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165] Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя: Kп = 2.2 . В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок: σ = 103Mmax/W + Fmax/A; τ = 103Mкmax/Wк, где - суммарный изгибающий момент, Н∙м; Mкmax = Tmax = KпT - крутящий момент, Н∙м; Fmax = KпF - осевая сила, Н; W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2. [1, стр. 166] Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σт и τт материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]: Sтσ = σт/σ; Sтτ = τт/τ. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166] Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [Sт] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166] Рис. 10 [рис. 10.13, в] Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]: W = πd3/32 - bh(2d-h)2/(16d); Wк = πd3/16 - bh(2d-h)2/(16d); A = πd2/4 - bh/2. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164] 10.1 Входной валРасчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.orgДлины участков для всех схем вала: L1 = 39.5 мм; L2 = 39.5 мм; L3 = 55.5 мм; L4 = 30 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 1411.43 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 684.5 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 2619.61 Н (осевая нагрузка в зацеплении); Fр = 104.1 Н (тяговая сила ремня); T = 41.65 Н∙м. В расчетной схеме предполагается, что продольная ось ремня параллельна действию тяговой нагрузки в зацеплении передачи. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft, Py(d)=Fр): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 13519 Н∙мм; My = 24987 Н∙мм; F = 2620 Н; Mк = 42 Н∙м; Mmax = 62501.4 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 2620 = 5764 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 42 = 92.4 Н∙м. Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 41 мм. W = 6766.3 мм3; Wк = 13532.61 мм3; A = 1320.25 мм2. σ = 13.6 МПа; τ = 6.83 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 55.15; STτ = 65.89; Общий коэффициент запаса: ST =42.29. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 10.2 Выходной валРасчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.orgДлины участков для всех схем вала: L1 = 39.5 мм; L2 = 39.5 мм; L3 = 67 мм; L4 = 40 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 2619.61 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 684.5 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 1411.43 Н (осевая нагрузка в зацеплении); T = 280.56 Н∙м. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 13519 Н∙мм; My = 51737 Н∙мм; F = 1411 Н; Mк = 281 Н∙м; Mmax = 117643 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 1411 = 3104.2 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 281 = 618.2 Н∙м. Диаметр в сечении: d = 49.5 мм. Размеры шпоночного соединения (см. рис. 10): b = 0 мм; h = 0 мм. W = 11907.36 мм3; Wк = 23814.72 мм3; A = 1924.42 мм2. σ = 11.49 МПа; τ = 25.96 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 65.27; STτ = 17.33; Общий коэффициент запаса: ST =16.75. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 11. Выбор манжетных уплотненийНазначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соответствующими размерами. Рис. 11 [1, стр. 430] В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты. Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D1 соответствует ряду 1 ГОСТа. 11.1 Входной валРазмеры манжеты из ГОСТ 8752-79: d = 35 мм; D1 = 58 мм; h1 = 10 мм. 11.2 Выходной валРазмеры манжеты из ГОСТ 8752-79: d = 40 мм; D1 = 60 мм; h1 = 10 мм. Список используемой литературы1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с., ил. 2. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. - 6е изд., перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - 736с.:ил.