спроектировать привод цепного конвейера

Содержание
Исходные данные 2
1. Кинематический расчет привода 3
1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя 3
1.2. Выбор двигателя 3
1.3. Определение крутящих моментов на валах привода 5
2. Расчет клиноременной передачи 6
3. Расчет червячного редуктора 9
4. Расчет цилиндрической прямозубой передачи 13
5. Предварительный расчет валов 17
6. Проверка долговечности подшипников 19
7. Тепловой расчет редуктора 26
8. Проверка прочности шпоночных и шлицевых соединений 27
9. Уточненный расчет выходного вала редуктора 29
10. Подбор способа смазки и сорта смазочного материала 32
Литература 33

Подставляется в формулу:
,
.
Условие выполняется.
Проверка прочности шпоночных и шлицевых соединений
Применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Диаметр
вала
d, мм Ширина шпонки
b, мм Высота
шпонки
h, мм Длина шпонки
l, мм Глубина паза
t1, мм 80 22 14 60 9,0 140 36 20 150 12,0
Выбранные шпонки проверяем на деформацию смятия:
,
где Т – крутящий момент на расчетном участке вала, Н·м;
d – диаметр участка вала;
h – высота шпонки;
lрасч – расчетная длина шпонки со скругленными торцами,
, b – ширина шпонки;
[σсм]- допускаемое напряжение смятия, [σсм] < 120МПа.
При d = 80 мм; ; t1 = 9,0 мм; длине шпонки l = 60 мм; крутящий момент Т2 = 280 Н·м:
Условие выполняется.
При d = 140 мм; ; t1 = 12,0 мм; длине шпонки l = 150 мм; крутящий момент Т3 = 3325 Н·м:
Условие выполняется.
При d = 110 мм; ; t1 = 10,0 мм; длине шпонки l = 100 мм; крутящий момент Т3 = 3325 Н·м:
Условие не выполняется.
Применим шлицевое соединение легкой серии: z x d x D: 10х102х108; f = 0,5; длина соединения l = 90 мм.
0,75 – коэффициент учета неравномерности распределения давления по шлицам;
Z – число шлицов;
Асм – расчетная поверхность смятия;
L – длина ступицы;
Rср = 0,25· (D + d) = 0,25· (108 + 102)=52,5.
Условие выполняется.
Для посадки зубчатого колеса на приводной вал транспортера применим шлицевое соединение тяжелой серии: z x d x D: 20х102х115; f = 0,5; длина соединения l = 90 мм. Т = 9550 Н·м.
Rср = 0,25· (D + d) = 0,25· (115 + 102)=54,25.
.
Условие выполняется.
Уточненный расчет выходного вала редуктора
Наиболее нагруженным валом является выходной вал. Из эпюр видно, что опасным сечением является шейка со шпоночным пазом под червячным колесом.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициента запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями . Прочность вала обеспечена если для ступенчатых валов [1,стр.162].
Материал вала - сталь 40Х, термообработка – улучшение; [1,с.34]
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Диаметр в опасном сечении вала в этом сечении 140 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
[1,стр.162],
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
- масштабный фактор для нормальных напряжений;
- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений;
- коэффициент соотношения между пределами выносливости при симметричном и ассиметричном циклах.
[1,стр.165]
Масштабные факторы: [1,табл.8.8]
Коэффициенты [1,стр.166]
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент:
[1,стр.313]

[1,стр.313]
Момент сопротивлению кручению

Момент сопротивлению изгиба:


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
[1,стр.314]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
[1,с.314]
, среднее напряжение цикла = 0.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
- масштабный фактор для нормальных напряжений;
- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений;
- коэффициент соотношения между пределами выносливости при симметричном и ассиметричном циклах.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:
;
что больше допустимого коэффициента запаса прочности S>[S].
Подбор способа смазки и сорта смазочного материала
При скорости скольжения = 4,6 м/с и контактном напряжении σН = 725 МПа выбираем по табл. 10.29 [8, стр. 241] выбираем смазочное масло И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87.
Это индустриальное масло для тяжело нагруженных узлов с присадками, кинематическая вязкость масла: 198…242·10-6м2/с.
Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Выбираем трубчатый маслоуказатель из оргстекла. Сливное отверстие закрываем пробкой с метрической резьбой.
Уровень масла: до середины тел качения подшипников вала-червяка.
Смазка подшипников вала-червяка осуществляется маслом И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87.
Смазка подшипников вала колеса осуществляем консталином УТ-1 ГОСТ 7957-73. Закладываемой в подшипниковые камеры примерно 2/3 объема камеры при сборке редуктора. В сквозные крышки подшипников устанавливаем манжетные уплотнения.

Литература
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Высшая школа. 2005.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование - М.: Высшая школа. 2000 г.
Иванов М.Н.Детали машин. М.: Высшая школа. 1991 г.
Решетов Д.Н.. Детали машин. Атлас конструкций. Учебное пособие для втузов в 2-х частях, 1992 г.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа. 1985.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.
Рекомендации. Расчеты и испытания на прочность. Расчеты на прочность валов и осей. Р 50-83-88.-М.: Госстандарт, 1988.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшая школа, 1991.
19