Проект привода конвейера.

Введение

1 Энергетический и кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
1.3 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

2 Расчет передач
2.1 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи. Тихоходная ступень
2.2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи. Быстроходная ступень
2.3 Расчет цепной передачи

3 Расчет валов
3.1 Расчет быстроходного вала
3.2 Расчет промежуточного вала
3.3 Расчет тихоходного вала

4 Расчет и подбор подшипников
4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

5 Расчет шпоночных соединений

6 Подбор муфты

7 Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Литература

Приложение А. Эскиз электродвигателя

Приложение Б. Спецификации к графической части проекта

Проект привода конвейера.

2.2.5 Определение межосевого расстояния
Для предварительных расчетов допускается принимать
Кн = 1,4 – для симметричных колес. [1].
Коэффициент ширины, принимаем φа =0,315 [1].

Подставляя значения в выражение (2.11) получаем
.
Для размещения крышек и болтов крепления конструктивно назначаем аw =80мм.
2.2.6 Определение модуля передачи
Подставляя межосевое расстояние в формулу (2.1.12) получим
mп = (0,016 – 0,0315) · 80 = 1,28 –2,52мм.
Назначаем mп = 2,0 мм по ГОСТ 9563-80 [1].
2.2.7. Определение суммарного числа зубьев для косозубых передач
Назначаем угол β = 10 ˚.
Подставляя значения в выражение (2.1.13) получаем
ZΣ = 2 ·80·cos 10˚ / 2,0 = 78,8.
Полученное значение округляем до целого числа ZΣ = 79 и уточняем угол наклона β.Подставляем mп = 2,0мм и аw =80мм в выражение (2.1.14), получим
β = arccos (79 · 2,0 / 2 · 80) = 9 ˚.
2.2.8 Определение числа зубьев шестерни
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ =79 и передаточное число
U = 4,5 в формулу (2.1.15), получим
Z1 = 79 / (4,5+1) = 14,4. Назначаем Z1 = 14.
Минимальное число зубьев Z1min = 17cosβ=17cos9=16.4, т.е. Z1< Z1min
Проектируем передачу со смещением:

2.2.9. Определение числа зубьев колеса
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ = 89 и число зубьев шестерни
Z1 = 18 в формулу (2.1.16), получим
Z2 = 89 –18 = 71.
2.2.10. Определение геометрических размеров колес
Таблица 2.6 – Геометрические размеры колес
Параметр
Геометрические зависимости
Числовые значения
Делительные
диаметры d1, d2
d1 = mп · Z1/ cos β
d2 = mп · Z2/ cos β
d1=2 · 14/ cos 9=28.4мм
d2=2 · 79/ cos 9=131.6мм
Начальные
диаметры dw1, dw2
Диаметры вершин
зубьев dа1, dа2
Диаметры впадин
зубьев df1, df2
Ширина колеса b2
b2 = φа · аw
b2 = 0,315 · 80 =25.2мм
b2 =25мм
Ширина шестерни b1
b1 = b2 +5 мм
b1 = 25+5=30мм
2.2.11. Определение усилий в зацеплении
Осевое усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.17), получим
Ft = 2 · 14,8 / 28.4 = 1,04кН.
Радиальное усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.18), получим
Fr = 1.04 · tg 20˚ / cos 9˚ = 0,38кН.
Осевое усилие
Подставляя значения в формулу (2.1.19), получим
Fа = 1.04 · tg 9 =0,17кН.
2.2.12. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Для этого производим оценку изгибной прочности, т.е. находим отношения [2,3]
[σ]F1 /YF1 и [σ]F2 /YF2
Коэффициент формы зубьев YF1 и YF2 определяют по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса, по формуле (2.1.21)
Подставляя число зубьев колеса Z2 =79, шестерни Z1 = 14.
и угол β = 9˚, получим
Zv1 = 14 / cos 3 9=14,5 ; Zv2 = 79 / cos 3 9 = 67.5.
Определяем значения коэффициентов YF1 = 4,4 и YF2 = 3,74.
Подставляя полученные значения, получим
[σ]F1 /YF1 = 323,5 /4,4 =73.5; < [σ]F2 /YF2 = 308.8 /3,74 =82.5.
Расчет на изгиб ведем по шестерне.
Проверочный расчет на изгиб косозубых передач производят по формуле (2.1.22). Коэффициент KF = 1,4 [1].
Коэффициент угла наклона зубьев Yβ определяют по формуле (2.1.23)
Подставляя угол наклона зубьев, получим
Yβ = 1 –9 0 / 140 0 = 0,9.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев YE, определяют по формуле (2.1.24), а коэффициент торцевого перекрытия - по формуле (2.1.25)
Подставляя значения, получим
Eα = [1,88 –3,2 · (1 / 14 +1/ 79)] ·cos 90 = 1,63 >1,2.
Подставляя коэффициент торцевого перекрытия Eα =1,6 получим
YE = 1 /1,63 =0,63.
Подставляя вычисленные коэффициенты в выражение (2.1.22) получим
σF1 =2·103 · 4,2·1,4·14,8 ·0,63 ·0,9·cos 9 / 2 2 ·14 · 30 =63,4МПа.
Таким образом, σF2 < [σ]F2 =323,5МПа - зубья колеса удовлетворяют прочности на изгиб.
2.2.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчет ведем по формуле (2.1.26).
Назначаем вспомогательный коэффициент K = 376 – для косозубых передач [1]; коэффициент нагрузки принимаем Kн =1,4 [1]
Подставив значения, получим
Прочность обеспечена.
2.3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.3.1 Определение числа зубьев малой Z1 и большой Z2 звездочек
. (2.3.1)
Полученное значение округляют до целого нечетного числа.
Назначаем Z1 =23
. (2.3.2)
Назначаем Z2 =71.
2.3.2 Назначение предварительного шага цепи и коэффициента эксплуатации
Назначаем шаг цепи 25,4мм, [Р0] =35 МПа [2].
Назначаем коэффициент эксплуатации Кэ=1,5 (стр. 256 [2]).
2.3.3 Определение расчетного шага цепи
Предварительно назначаем коэффициент рядности цепи , в зависимости от числа рядов
При .[2]
Расчетный шаг определяют по формуле (стр. 257 [2]).
, (2.3.4)
где - шаг цепи, мм;
- допускаемое давление в шарнире цепи, МПа.
Принимаем стандартный шаг цепи 25,4 мм.
Для полученного шага определяют допускаемое давление
[3] и значения разрушающей нагрузки Fраз =56,7кН, массу 1м цепи q=2,6 кг/м, площадь проекции опорной поверхности шарнира A=180[3].
2.3.4 Определение скорости движения цепи (стр. 258 [2])
, (2.3.5)
где V - скорость цепи, м/с.
2.3.5 Определение окружного усилия
, (2.3.6)
где - окружное усилие, кН;
- передаваемая мощность, кВт.
2.3.6 Определение среднего давления в шарнирах цепи и сравнение его с допускаемым (стр. 360 [3])
. (2.3.7)
2.3.7 Определение межосевого расстояния и длины цепи
Назначаем оптимальное межосевое расстояние (стр. 358 [3])
. (2.3.8)
Число звеньев цепи определяется по формуле (стр. 358 [3])
. (2.3.9)
Назначаем Zц=128.
Длина цепи определяется по формуле (стр. 358 [3])
. (2.3.9)
Окончательное межосевое расстояние определяется по формуле
(2.3.10)
2.3.8 Определение усилий в ветвях и коэффициента запаса прочности цепи
Натяжение цепи от силы тяжести , кН, определится по формуле [2]
. (2.3.11)
где ψ-угол наклона цепи к горизонту, конструктивно назначаем ψ=0 0.
Натяжение цепи от центробежных сил , кН
. (2.3.12)
Натяжение ведущей ветви определится по формуле
. (2.3.13)
Коэффициент запаса прочности
. (2.3.14)
- цепь удовлетворяет условиям статической прочности.

2.3.9 Определение расчетной нагрузки на валы
, (2.3.15)
где - коэффициент, учитывающий расположение передачи:
= 1 – вертикальное расположение [2].
2.3.10 Определение размеров венцов звездочек цепей
Делительные диаметры
. (2.3.16)
.
Диаметры окружности выступов
. (2.3.17)
Диаметры окружности впадин
, (2.3.18)
где r - радиус впадины, определяемый по формуле
мм , (2.3.19)
где - диаметр ролика цепи [2].
.
Ширина зуба цепи
мм , (2.3.20)
где - расстояние между внутренними плоскостями пластин [2].
Ширина венца
, (2.58)
где n - число рядов цепи, n=1;
А - расстояние между осями симметрии многорядных цепей,
В = 14,4мм.
Толщина обода
. (2.59)
.
Толщина диска
. (2.60)
.
По результатам расчетов назначаем втулочно-роликовую цепь
ПР-25,4-5670 ГОСТ13568-97
3 РАСЧЕТ ВАЛОВ
3.1 Расчет быстроходного вала
3.1.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления быстроходного вала назначаем сталь 40Х,
Т.О. - улучшение.
Предел прочности стали 40Х σв = 580 МПа [2].
Предел выносливости стали 45 σ-1 = 0,28 ·580 = 162,4МПа [1].
3.1.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала редуктора определяют по формулам:
d ≥ (7-8) 3√TБ , (3.1)
dп ≥ d +2t , (3.2)
dБП ≥ dп +3r , (3.3)
где TБ – крутящий момент на быстроходном валу, Нм;
d, dП, dБП – диаметры отдельных участков вала, мм;
t – высота буртика, мм;
r – координата фаски подшипника, мм.
Высоту буртика t и координату фаски подшипника r принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности [2].
Подставляя крутящий момент ТБ = 29,55Нм в формулу (3.1), получим
d ≥ (7-8) 3√14,8 =17,2…19,6 мм.
Назначаем d =20мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.2),
dп ≥ 20+2·2 =24 мм.
Назначаем dп = 25 мм.
Полученное значение подставляем в выражение (3.3)
dБп ≥ 25+3 ·3= 34мм.
Назначаем dБп = 34 мм.
3.1.3 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ(вертикальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
кН.
ΣF(Y) = 0:
кН.
Рисунок 3.1 - Расчетная схема и эпюры моментов
быстроходного вала
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a,
Мy=Ya·a=0,3·30 =9Нм.
Участок ВC:
Мy = Yb · Z,
Точка В: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=b,
Мy=Yb·b=0,08·80 =6.4Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На консольную часть вала действует усилие от муфты
=50√Тб=50√14.8=0,2кН.
Определяем реакции в опорах.
ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим
ΣМb = 0:
или
Подставляя значения, получим
Строим эпюру изгибающих моментов М x.
Участок АC:
М x = Xa · Z,
Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка С: Z= a, М x = Xa · a =0,65·30=19.5Нм.
Участок DВ:
М x = -FΣ ·Z,
Точка D Z= 0, М x = 0Нм.
Точка В: Z= c, М x =-0,2·56= -11.2Нм
Участок ВC:
М x = - FΣ ·(c+Z)+ Xb·Z,
Точка B Z= 0, М x = - FΣ ·c =-11.2Нм.
Точка C: Z= b, М x = - FΣ ·(c+b)+ Xb·b = - 0,2(56+80)+0.6·80=19.5Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк = 14.8Нм.
Опасными являются сечения С и B (рис.3.1).
Рассчитываем опасное сечение вала на усталостную прочность методом упрощенного расчета. Согласно рекомендации [1,2,3] уточненный расчет по коэффициентам запаса проводить нет необходимости, если выполняется условие:
, (3.4)
где σэ – эквивалентное напряжение, МПа;
σ-1 – предел выносливости, МПа;
Е – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
Кσ – коэффициент концентрации напряжений.
Эквивалентное напряжение согласно энергетической теории прочности определяют по выражению :
(3.5)
где σ – номинальные напряжения изгиба;
– напряжения кручения.
Напряжение изгиба определится по формуле
, (3.6)
Напряжение кручения определится по формуле
, (3.7)
Опасное сечение С - зубья шестерни.
Подставляя изгибающий момент Мх =19.5Нм, Мy =6.4Нм и диаметр
df1 =23.9мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 14.8Нм и диаметр df1 =23.9мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,83 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для вала-шестерни
Кσ = 1,46 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
17,4<56,7 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
Опасное сечение В - место посадки подшипника.
Подставляя изгибающий момент Мх =11,2Нм, и диаметр d =25мм в выражение (3.6) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 14,8Нм и диаметр d = 25мм в выражение (3.7) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,7 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,42 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
10,7<56,7 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
3.2 Расчет промежуточного вала
3.2.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления промежуточного вала назначаем сталь 40ХН,
Т.О. - улучшение.
Предел прочности σв = 750 МПа [2].
Предел выносливости σ-1 = 0,43·750 = 322,5МПа [1].
3.2.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам[1,2]:
, (3.8)
, (3.9)
(3.10)
, (3.11)
где Tпр - крутящий момент на промежуточном валу, Нм;
dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tпр =64,4Нм в выражение (3.8) получим
dк ≥ (5 - 6) 3√64,4 = 24 –28,1мм. Назначаем dк = 30 мм.
мм. Назначаем dбк = 38мм.
мм. Назначаем dп = 25мм.
3.2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ (вертикальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
ΣF(Y) = 0: (3.13)
Рисунок 3.2 - Расчетная схема и эпюры моментов промежуточного вала
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z,
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z= a, Мy=Ya ·a =-0.88 · 30 =-26.4Нм.
Участок CD:
Мy = Ya · (a+Z)+Fr1 ·Z + Fa1 ·d1/2,
Точка C: Z= 0, Мy = -26.4+0,6·44,9 / 2=-12.9Нм.
Точка D: Z= b, Мy=Ya·(a+b)+ Fr1· b +Fa1 ·d1 / 2 =
=-0.88· (30+44)+1,07·44 +0,6·44,9 / 2 = -4.57Нм.
Участок DE:
Мy = Ya · (a+b+Z) + Fr1 ·(b+Z) + Fa1 ·d1/2 - Fr2·Z + Fa2 ·d2 / 2
Точка D: Z= 0, Мy =-4.57+0,6 ·44,9 / 2 +0,17 ·131,6/2=20Нм.
Точка E: Z= c, Мy =Ya· (a+b+c)+ Fr1 (b+c)+ Fa1 ·d1/2 - Fr2 c + Fa2 ·d2 / 2 =
=1,26·(30+44+34)+1,07(44+34)+0,6 ·44,9 / 2 - 0,38·34+
+ 0,17·131,6 / 2= 0Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная). Определяем реакции в опорах
ΣМА=0: или
ΣF(Y) = 0: (3.15)
Строим эпюру изгибающих моментов Мx.
Участок АC:
Мy = Xa · Z,
Точка А: Z= 0, Мx = 0Нм.
Точка С: Z= a, Мx=Xa·a =-3·30 =-90Нм.
Участок CD:
Мx = Xa · (a+Z)+Ft1 ·Z,
Точка C: Z= 0, Мx = -90Нм.
Точка D: Z= b, Мx=Xa·(a+b)+ Ft1·b =-3 · (30+44)+2.87·44 = -95.7Нм.
Участок DE:
Мx = Xa · (a+b+Z) + Ft1 ·(b+Z) - Ft2·Z
Точка D: Z= 0, Мx = -95.7Нм.
Точка E: Z= c, Мx =Xa·(a+b+c)+ Ft1· (b+c) - Ft2 ·c =
= -3·(30+44+34)+2.87· (44+34)-1.04·34 = 0Нм.
Опасными являются участки D и С.
Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение С (зубья шестерни).
Подставляя изгибающий момент Мх=90Нм, Мy=26.4Нм и диаметр шестерни d f1 =44.9мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения шестерни Е = 0,72 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для эвольвентных зубьев шестерни Кσ = 1,7 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
13 < 54,6 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
Рассчитываем на усталостную прочность опасное сечение D (место посадки колеса на вал).
Подставляя изгибающий момент Мх =95.7Нм, Мy =4.57Нм и диаметр вала d=28мм в выражение (3.6) получим
МПа.
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.5)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,70 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,5.
Коэффициент концентрации напряжения для шпоночного паза
Кσ = 1,6 [2].
Проверяем условие (3.4)
МПа,
50.5 < 56,4 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет проводить нет необходимости.
3.3 Расчет тихоходного вала
3.3.1 Материалы и термообработка валов
Для изготовления тихоходного вала назначаем сталь 40Х,
Т.О. - закалка ТВЧ.
Предел прочности для стали 40ХН σв = 1250 МПа [2].
Предел выносливости для стали 40ХН σ-1 = 43·1250 = 537,5МПа [1].
3.3.2 Проектный расчет валов
Диаметры различных участков вала определяют по формулам [1, 2]:
d ≥(4 - 5) · 3√Tmux , (3.16)
dn ≥d+2 · t , (3.17)
dбп ≥ dn +3 · r , (3.18)
dк ≥ dбп , (3.19)
dбк ≥ dк +3 · f , (3.20)
где Tmux - крутящий момент на тихоходном валу, Нм;
d, dn, dбп, dк, dбк – диаметры отдельных участков вала, мм.
Подставляя крутящий момент Tmux =222Нм в выражение (3.16) получим
d ≥ (4 - 5) · 3√222 = 30.3 – 36.3мм.
Назначаем d = 34 мм.
d n ≥ 34+2·2.5 = 39мм.
Назначаем dn = 40мм.
d бп ≥ 40 +3·2,5 =47,5мм.
Назначаем d бп = 48 мм.
Назначаем d к = 48 мм.
3.2.3. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Плоскость YOZ(вертикальная).
Определяем реакции в опорах
ΣМb = 0:
или
ΣF(Y) = 0:
Откуда кН.
Строим эпюру изгибающих моментов Мy.
Участок АC:
Мy = Ya · Z, где 0 < Z< a.
Точка А: Z= 0, Мy = 0Нм.
Точка С: Z=a, Мy=Ya ·a=-0.05·74 =3.7Нм.
Участок CB:
Мy = Ya · (a+Z) - Fr2 ·Z +Fa2 ·d2 / 2, где 0 < Z< b.
Точка С: Z= 0, Мy = 3.7 +0.6·155.1 / 2 =50.2Нм.
Точка B: Z=b, Ya · (a+b) - Fr2 ·b + Fa2 ·d2 / 2 = -0.05·(74 + 38) – 1.07· 38+
+0.6·155.1 / 2 = 0Нм.
Плоскость XOZ (горизонтальная).
На выходном конце вала установлена звездочка, учитываем усилие на валы от цепной передачи
Fрас = 2,6кН.
Определяем реакции в опорах.