Привод цепного конвейера

Содержание
Содержание 2
Техническое задание 3
1 Техническое предложение 4
1.1 Введение 4
1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода 4
1.3 Проектировочный расчет зубчатой передачи 8
1.4 Предварительный расчет диаметров валов 10
1.5 Конструктивные элементы редуктора 10
1.6 Расчет цепной передачи 11
1.7 Подбор муфт 15
2 Эскизный проект 16
2.1 Основные параметры привода 16
2.2 Проверочный расчет зубчатых передач 17
2.3 Конструкция зубчатых колес 19
2.4 Смазка зацеплений и подшипников 19
2.5 Усилия в передачах 19
2.6 Проверочный расчет валов на статическую прочность 20
2.7 Подбор подшипников качения 24
2.8 Расчет шпоночных соединений 26
3 Технический проект 28
3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости 28
3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы 29
Список использованной литературы 31
Приложение: спецификации.

Подпись Дата
σ = 118·103/1619 = 72,9 МПа;
τ = 68,2·103/3238 = 21,1 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/72,9 = 11,0 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/21,1 = 23,7 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 11,0·23,7/(11,02 + 23,72)1/2 = 10,0 > 2 - статическая прочность обеспечена.
Тихоходный вал.
Дано:
Ft2 = 2391 H
Fr2 = 879 H
Fα2 = 251 H
FM = 1820 H
Реакции опор (рис. 4):
в плоскости xz:
RAX = (Ft2b + FMc)/(a+b) =(2391·34 + 1820·83)/68 = 3417 Н;
RBX = (Ft2a – FM(a+b+c))/(a+b) =(2391·34 - 1820·151)/68 = -2846 Н;
Проверка: RAX + RBX + FM – Ft2= 3417 - 2846 + 1820 – 2391 = 0.
в плоскости yz:
RAY = (Fr2b + Fα2(d2/2))/(a+b) =(879·34 + 251·77,8)/68 = 727 Н;
RBY = (Fr2a - Fα2(d2/2))/(a+b) =(879·34 – 251·77,8)/68 = 152 Н;
Проверка: RAY + RBY – Fr2 = 727 + 152 – 879 = 0.
Суммарные реакции:
RA = = = 3493 H;
RB = = = 2850 H;
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = FM c = 1820∙0,083 = 151 Н·м
Мк = 186 Н·м ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 22 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
КП = 2,2 – коэффициент перегрузки.
Определим нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
σ = Mmax·103/W;
τ = Mкmax·103/Wк, где
Mmax = KП((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 741,4 Н·м
Мкmax = KП Мк = 409,2 Н·м
Схема тихоходного вала.
Рис. 4
W = 0,1d3 = 4287,5 мм3
Wк = 0,2d3 = 8575 мм3
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 23 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
σ = 741,4·103/4287,5 = 172,9 МПа;
τ = 409,2·103/8575 = 47,7 МПа.
SТσ = σТ/ σ = 800/172,9 = 4,6 – коэффициент текучести,
SТτ = τТ/ τ = 500/47,7 = 10,5 - коэффициент текучести.
Коэффициент запаса по текучести:
SТ ≥ [SТ] = 2
SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 4,6·10,5/(4,62 + 10,55)1/2 = 4,2 > 2 - статическая прочность обеспечена.
2.7 Подбор подшипников качения
Быстроходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №36205 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 12,4 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 8,0 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 25 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 52 мм.
Ширина подшипника:
B = 15 мм.
S1 = e’ · R1 = 0,68 · 2639 = 1795 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’ · R2 = 0,68 · 655 = 445 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
Осевые нагрузки подшипников:
Рα1 = S1 = 1795 H
Рα2 = S2+ Fα1 = 445 + 251 = 696 H
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 24 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 1795 / 2639 = 0,67 < е
РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 2639 · 1,2 · 1 = 3167 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 696 / 655 = 1,1 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 655 + 1,65 · 696) · 1,2 · 1 = 1724 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ1)3 · = (12,4/ 3,167)3 · = 298 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 14309 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n2) = (298 · 106)/(60 · 1410) = 15535 ч > Lh = 14309 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны.
Тихоходный вал.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем радиально-упорные шариковые подшипники №36207 ГОСТ 831-75, со следующими параметрами.
Динамическая грузоподъемность:
С = 20 кН.
Статическая грузоподъемность:
С0 = 15,3 кН.
Диаметр отверстия внутреннего кольца:
d = 35 мм.
Диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
D = 72 мм.
Ширина подшипника:
B = 17 мм.
Осевые составляющие радиальных реакций:
S1 = e’· R1 = 0,68 · 3493 = 2375 H; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68.
S2 = e’· R2 = 0,68 · 2850 = 1938; α = 26° > 18°; e’ = e = 0,68. ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 25 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Осевые нагрузки подшипников:
Рα1 = S1 = 2375 H
Рα2 = S2+ Fα = 1938 + 251 = 2189 H
Подшипник №1:
Рα1 / R1 = 2375 / 3493 = 0,67 < е
РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 3493 · 1,2 · 1 = 4192 H
Подшипник №2:
Рα2 / R2 = 2189 / 2850 = 0,8 > е
РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,44 · 1 · 2850 + 1,65 · 2189) · 1,2 · 1 = 5839 H
Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/ РЭ2)3 · = (20/ 5,839)3 · = 148 млн. об.
Ресурс (срок службы привода):
Lh = 14309 часов.
Расчетная долговечность, ч:
Lh’ = (L · 106)/(60 · n3) = (148 · 106)/(60 · 223,8) = 17543 ч > Lh = 14309 часов
Условие выполнено. Подшипники пригодны
2.8 Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 (рис. 5).
Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1) ≤ [σ]см
Допускаемые напряжения смятия:
- стальная ступица [σ]см = 110…190 МПа;
Быстроходный вал Ø22 мм, шпонка 8 × 7 × 40, t1 = 4 мм.
Σсм = 2 · 31 · 103 / 22 · (40 – 8)(7 – 4) = 29,4 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 50, t1 = 4 мм.
Σсм = 2 · 186 · 103 / 30 · (50 – 8)(7 – 4) = 98,4 МПа < [σ]см
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 26 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Тихоходный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 36, t1 = 5 мм.
Σсм = 2 · 186 · 103 / 40 · (36 – 12)(8 – 5) = 109,3 МПа < [σ]см
Условия выполняются. Шпонки пригодны.
Рис. 5
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 27 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости
Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв = 790 МПа, σ-1 = 370 МПа, τ-1 = 210 МПа, [2].
Опасным сечением является вторая опора.
Мy = 0
Мx = 151 Н·м
Мсеч = Мx = 151 Н·м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
Напряжение изгиба:
σа = σu = Мсеч / 0,1d13 = 151 · 103 / 0,1 · 353 = 35,2 МПа
Напряжение кручения:
τа = τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d13 = 186 · 103 / 0,4 · 353 = 10,8 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
Кσ, Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Кdσ, Кdτ - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения.
KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (–1, –1) образцов:
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 370 / 3,8 = 97,4 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 210 / 2,2 = 95,5 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле:
Sσ = σ-1Д / σа = 97,4 / 35,2 = 2,8; ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 28 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения при отнулевом цикле:
Sτ = τ -1Д / τ а = 95,5 / 10,8 = 8,8
Общий коэффициент запаса прочности:
S = Sσ Sτ / = 2,8 · 8,8 / = 2,7 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы
Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Расстояние между ними зависит от муфты. Размеры и конструкцию рамы определяем в процессе вычерчивания чертежа общего вида привода.
Раму конструируем сварной из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним поперечно расположенных швеллеров.
Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатываем после сварки, отжига и правки (рихтовки).
Диаметр болта крепления редуктора к раме:
dф = 1,25d,
где d – диаметр болта крепления крышки и корпуса редуктора.
dф = 1,25∙12 = 15 мм.
Примем М16.
Число болтов принимаем в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени: аwT < 315, z=4.
Возьмем фундаментный болт М16.
Размеры болта:
l1 = 8d = 8 · 16 = 128 мм
l2 = 4d = 4 · 16 = 64 мм
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 29 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Ширина сторон колодца для размещения болта:
b = (6…8)d = (6…8)·16 = 96…128 мм
Глубина заложения болта:
Н = 20d = 20·16 = 320 мм
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 30 Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.
ОК-02.06-00.13.01-0000.ПЗ Лист 31 Изм. Лист № докум. Подпись Дата