Курсовая работа: Проектирование привода цепного конвейера

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
4. Расчет второй ступени редуктора.
5. Расчет первой ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников.
8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.
9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.
12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
14. Проверка прочности шпоночных соединений.
Приложение: спецификация редуктора.
Спроектировать привод цепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1), муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочек тяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотреть предохранительное устройство.
Техническая характеристика привода:
Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1.
Описание назначения и устройства проектируемого привода

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:
3.Редуктор коническо-цилиндрический.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Еще одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Звездочки тяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР.
2.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Изобразим кинематическую схему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].
Р вых
= F t
· V = 2,6 · 10 3
· 1,5 = 3,9 кВт.
η общ
= η ред
· η м
2
· η п
- общий КПД привода.
η цп
= 0,96…0,98; принимаем η цп
= 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
η кп
= 0,95…0,97; принимаем η кп
= 0,96 – КПД закрытой конической передачи;
η п
= 0,99 – КПД пары подшипников качения.
Частота вращения вала электродвигателя:
U 1
– передаточное число конической передачи;
U 2
– передаточное число цилиндрической передачи.
По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
n вых
= 60v / (πD зв
) = 60 · 1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин
D зв
= zp зв
/ (π · 10 3
) = 9 · 100 / (3,14 · 10 3
) = 0,287 м
По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;
U общ
= U ред
= n/ n вых
= 720/99,9 = 7,2
U 1
= U ред
/ U 2
= 7,2 / 2,95 = 2,44
n 2
= n 1
/ U 1
= 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;
ω 1
= πn 1
/ 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;
ω 2
= πn 2
/ 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;
ω 3
= ω вых
= πn 3
/ 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.
Т вых
= Т 3
= F t
D зв
/ 2 = 2,6 · 10 3
· 0,287 / 2 = 373 Н·м;
Т 2
= Т 3
/ (η цп
· U 2
) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;
Т 1
= Т 2
/ (η кп
· U 1
) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.
Р 1
= Р · η м
· η п
= 5,5 · 0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;
Р 2
= Р 1
· η кп
· η п
= 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;
Р 3
= Р 2
· η цп
· η п
= 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;
Р вых
= Р 4
· η м
· η п
= 4,88 · 0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ 2
;
248,5 НВ СР2
; σ в
= 780 МПа; σ т
= 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ 1
;
285,5 НВ СР1
; σ в
= 890 МПа; σ т
= 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ] H
1
= 1,8HB CP
1
+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ] H
2
= 1,8HB CP
2
+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ] F
1
= 1,03HB CP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ] F
2
= 1,03HB CP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ] H
1
max
= 2,8 σ т
= 2,8 · 650 = 1820 МПа
[σ] H
2
max
= 2,8 σ т
= 2,8 · 540 = 1512 МПа
[σ] F
1
max
= 2,74 HB CP
1
= 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ] F
2
max
= 2,74 HB CP
2
= 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ] H
= [σ] H
2
= 514 МПа.
Исходные данные: U 2
= 2,95; Т 3
= 373 Н·м; n 3
= 99,9 об/мин.
α w
2
≥ К α
(U 2
+ 1) = 4950 · (2,95 + 1) = 0,15642 м
К α
= 4950 – для прямозубых передач [1].
К Нβ
= 1 – при постоянной нагрузке [1].
ψ d
= 0,5 ψ α
(U 2
+ 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49
Т НЕ2
= К НД
Т 3
– эквивалентный момент на колесе, где:
N HG
= (HB cp
) 3
= 248,5 3
= 1,53 · 10 7
– базовое число циклов нагружений.
Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α w
2
= 160 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
d 2
= 2 α w
2
U 2
/ (U 2
+ 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр
b 2
= ψ α
α w
2
= 0,25 · 160 = 40 мм
K m
= 6,6 – для прямозубых колес [1].
Т F
Е2
= К F
Д
Т 3
– эквивалентный момент на колесе, где:
N FG
= 4 · 10 6
– базовое число циклов нагружений.
z Σ
= 2 α w
2
/ m = 2 · 160 / 2 = 160
z 1
= z Σ
/ (U 2
+ 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40
Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%
d 2
= 2 α w
2
- d 1
= 2 · 160 - 80 = 240 мм
Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:
d a
1
= d 1
+ 2(1 + х 1
– у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм
d f
1
= d 1
– 2(1,25 – х 1
)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм
d a
2
= d 2
+ 2(1 + х 2
–у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм
d f
2
= d 2
– 2(1,25 – х 2
)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм
x 1
= x 2
= 0; y = -(α w
2
– α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z 2
+ z 1
) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние
D заг
= d a
2
+ 6 = 244 + 6 = 250 мм > D пред
= 125 мм
S заг
= 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S пред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
окружное: F t
1
= F t
2
= 2Т 3
/ d 2
= 2 · 373 / 0,24 = 3108 H
радиальное: F r
1
= F r
2
= F t
1
· tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
σ F
2
= F t
Е
· К Fα
· К Fβ
· K FV
· Y β
· Y F
2
/ b 2
· m ≤ [σ] F
2

σ F
1
= σ F
2
Y F
1
/ Y F
2
≤ [σ] F
1

К Fα
= 1 – для прямозубых колес. [1]
К Fβ
= 1 – при постоянной нагрузке. [1]
V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с
Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
K FV
= 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].
Коэффициент формы зуба: Y F
1
= 3,7, Y F
2
= 3,6, табл. 2.8 [1].
F t
Е
= К F
Д
F t
= 3108 Н – эквивалентная окружная сила.
σ F
2
= 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ] F
2
= 256 МПа
σ F
1
= 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ] F
1
= 294 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
К Н
= 3,2 · 10 5
– для прямозубых колес [1]
К Нα
= 1; К Нβ
= 1 [1]; К Н
V
= 1,05 табл. 2.9 [1].
Исходные данные: U 1
= 2,44; Т 2
= 130,4 Н·м; n 2
= 295,1 об/мин.
Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:
d e
2
≥ 1,75 · 10 4
= 1,75 · 10 4
= 0,224 м
ν Н
= 0,85 – для прямозубых колес [1].
К Нβ
= К Нβ
0
= 1,9 - табл. 2.3 [1].
Т НЕ2
= К НД
Т 2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
δ 2
= arctg(U 1
) = arctg 2,44 = 67,7º; sinδ 2
= sin 67,7 = 0,93
R e
= d e2
/ 2sin(δ 2
) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285R e
= 0,285 · 120,4 = 34,3 мм
K Fβ
= K Fβ
0
(1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835
Т F
Е2
= К F
Д
Т 2
= 1 · 130,4 = 130,4 Н·м
Отклонение от заданного передаточного числа: 0,4% < 4%
Определим окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни.
δ 2
= arctg(U 1
) = arctg 2,43 = 67,6º; δ 1
= 90º - δ 2
= 22,4º
cos δ 2
= cos 67,6º = 0,38; cos δ 1
= cos 22,4º = 0,92; sin δ 1
= ; sin 22,4° = 0,38.
d ae1
= d e1
+ 2(1 + X e1
) m e
cosδ 1
= 92 + 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм
d ae2
= d e2
+ 2(1 + X e2
) m e
cosδ 2
= 224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм
X e
1
= 0,22; X e
2
= - X e
1
= -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].
D заг
= d е2
+ 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > D пред
= 125 мм
S заг
= 8m e
= 8 · 2 = 16 мм ≤ S пред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с D пред
= 315 мм
F t
= = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.
d m2
= 0,857 d e2
= 0,857 · 224 = 192 мм
F r1
= F a2
= F t
· tgα · cos δ 1
= 1358 · tg 20º · 0,92 = 455 H
F a1
= F r2
= F t
· tgα · sin δ 1
= 1358 · tg 20º · 0,38 = 188 H
σ F
2
= 1,17Y F
2
K Fβ
K Fv
≤ [σ] F
2

Напряжения изгиба в зубьях шестерни.
σ F
1
= σ F
2
Y F
1
/ Y F
2
≤ [σ] F
1

V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97 м/с
z v
2
= z 2
/ cosδ 2
= 112 / 0,38 = 294,7
z v
1
= z 1
/ cosδ 1
= 46 / 0,92 = 50
Y F1
= 3,57, Y F2
= 3,62 – табл. 2.8 [1].
σ F2
= 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ] F2
= 256 МПа
σ F1
= 232 ·3,57 / 3,62 = 229 МПа ≤ [σ] F1
= 294 МПа
Т НЕ2
= К НД
Т 2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
σ Н
= 1,9 · 10 6
= 462 МПа ≤ [σ] H
= 514 МПа,
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:
Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина стенки крышки корпуса: δ 1
= 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03
Принимаем: δ 1
= 6 мм – табл. 24.1 [1].
b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b 1
= 1,5δ 1
= 1,5 · 6 = 9 мм
Принимаем: b = 10 мм; b 1
= 9 мм – табл. 24.1 [1].
Размеры конструктивных элементов из [1]:
f = (0,4…0,5) δ 1
= (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.
l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.
Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:
К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].
К 1
= 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].
d шт
= (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; d шт
= 10 мм
Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:
Толщина фланца крепления редуктора на раму:
Диаметр болтов крепления крышек подшипников:
d п
= (0,7…0,75)d к
= (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].
В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектный расчет быстроходного вала.
Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d Д
= 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d M
≈ 0,75d Д
. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.
d б
п
≥ d б
+ 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].
Принимаем: d б
п
= 35 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 32,5 кН.
d бп
≥ d б
п
+ 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: d бп
= 42 мм.
Проектный расчет промежуточного вала.
d б
пр
= d пр
– 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].
Принимаем: d б
пр
= 30 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 25,5 кН.
По [1] определяем остальные конструктивные размеры:
d бк
≥ d пр
+ 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: d бк
= 40 мм.
d бп
≥ d б
пр
+ 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d бп
= 36 мм.
d б
т
≥ d т
+ 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].
Диаметр под подшипники принимаем d б
т
= 50 мм (ГОСТ 8338-75).
Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].
Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 36 кН.
d бп
≥ d б
т
+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d бп
= 60 мм.
По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).
8.
Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

F t
2
= 3108 H, F r
2
= 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.
Усилие от муфты: F M
= 250 = 250 = 4828 H
R Ax
(a + b) – F t2
b = 0; R Ax
= F t2
b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H
R Bx
= F t2
- R Ax
= 3108 – 923 = 2185 H
M x
= R Bx
b = 2185 · 0,076 = 166 H · м
R Ay
= F r2
b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H
R By
= F r2
- R Ay
= 1131 – 336 = 795 H
M y
= R By
b = 795 · 0,076 = 60 H · м
F M
(a + b + c) – R AF
м
(a + b) = 0;
R AF
м
= F M
(a + b + c) / (a + b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H
R BF
м
= R AF
м
- F M
= 6789 – 4828 = 1961 H
R A
' = R A
+ R AF
м
= 982 + 6789 = 7771 H
R B
' = R B
+ R BF
м
= 2325 + 1961 = 4286 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ в
= 780 МПа, σ т
= 540 МПа, τ т
= 290 МПа,
σ -1
= 360 МПа, τ -1
= 200 МПа, ψ τ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М AF
м
/ 0,1d т
3
= 706 · 10 3
/ 0,1 · 50 3
= 56,5 МПа
τ а
= τ к
/2 = Т 3
/ 2 · 0,2d т
3
= 373 · 10 3
/ 0,4 · 50 3
= 7,5 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σ
Д
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τ
Д
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
S σ
= σ -1Д
/ σ а
= 94,7 / 56,5 = 1,7; S τ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 7,5 = 12,1
S = S σ
S τ
/ = 1,7 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5
в которой радиальная нагрузка P r
1
= 7771 H; осевая нагрузка P a
1
= 0 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K б
= 1,3; К Т
= 1 [3].
Р э
= 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н
L = (C/P э
) 3
= (61800/10102) 3
= 228 млн. об.
L h
= L·10 6
/60n = 228·10 6
/60·99,9 = 38038 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
9.
Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

F t
1
= 3108 H, F r
1
= 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.
F t
2
= 1358 H, F r
2
= 188 H, F a
2
= 455 H.
R DX
= (F t
1
d + F r
2
(d+e) + F a
2
d 2
/2)/(d+e+f) =(3108·70 + 188·184 + 455·112)/244,5 =
R CX
= (F r2
f + F t1
(f+e) - F a2
d 2
/2)/(d+e+f) =(188·60,5 + 3108·174,5 - 455·112)/244,5 =
Проверка: R DX
+ R CX
- F t
1
– F r
2
= 1240 + 2056 - 3108 – 188 = 0.
R DY
= (F r
1
d + F t
2
(d+e))/(d+e+f) =(1131·70 + 1358·184)/244,5 = 1346 Н;
R CY
= (F t2
f + F r1
(f+e))/(d+e+f) =(1358·60,5 + 1131·174,5)/244,5 = 1143 Н;
Проверка: R DY
+ R CY
– F r
1
- F t
2
= 1346 + 1143 – 1131 - 1358 = 0.
Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ в
= 780 МПа, σ т
= 540 МПа, τ т
= 290 МПа,
σ -1
= 360 МПа, τ -1
= 200 МПа, ψ τ
= 0,09, [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
М у
= R DX
(e+f) – F r
2
e - F a
2
d 2
/2 = 1240 · 0,1745 – 188 · 0,114 – 455 · 0,112= 144 Н·м;
М х
= R DY
(e+f) – F t
2
e = 1346 · 0,1745 – 1358 · 0,114 = 80 Н·м;
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М сеч
/ 0,1d пр
3
= 165 · 10 3
/ 0,1 · 40 3
= 25,8 МПа
τ а
= τ к
/2 = Т 2
/ 2 · 0,2d пр
3
= 130,4 · 10 3
/ 0,4 · 40 3
= 5,1 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σ
Д
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τ
Д
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
S σ
= σ -1Д
/ σ а
= 94,7 / 25,8 = 3,7; S τ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 5,1 = 17,8
S = S σ
S τ
/ = 3,7 · 17,8 / = 3,65 > [S] = 2,5
в которой радиальная нагрузка P r
1
= 2352 H; осевая нагрузка P a
1
= F a
2
=455 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K б
= 1,3; К Т
= 1 [3].
Отношение F a
2
/ С о
= 455 / 25500 = 0,017; этой величине соответствует е = 0,36.
Отношение Р a
1
/ P r
1
= 455 / 2352 = 0,19 < е; Х = 1; Y = 0.
Р э
= (1·2352 + 0· 455) · 1,3 = 3058 H< С = 38000 Н
L = (C/P э
) 3
= (38000/3058) 3
= 1918 млн. об.
L h
= L·10 6
/60n = 1918·10 6
/60·295,1 = 11·10 4
ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
10.
Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

F t
1
= 1358 H, F r
1
= 455 H, F a
1
= 188 H, d 1
= 92 мм.
Усилие от муфты: F M
= 250 = 250 = 1866 H
R Е
X
= (- F r
1
l + F a
1
d 1
/2)/h = (-455·22 + 188·46)/33 = -41 Н;
R FX
= F r
1
(l+h) - F a
1
d 1
/2)/h =(455·55 - 188·46)/33 = 496 Н;
Проверка: R EX
+ R FX
- F r
1
= -41 + 496 - 455 = 0.
R EY
= -F t
1
l/h = -1358·22/33 = -905 Н;
R FY
= F t
1
(l+h)/h = 1358·55/33 = 2263 Н;
Проверка: R EY
+ R FY
– F t
1
= -905 + 2263 - 1358 = 0.
M x
= F a1
d 1
/2 = 188 · 0,046 = 8,6 H · м
M y
= F t1
l = 1358 · 0,022 = 30 H · м
R FF
м
= F M
g / h = 1866 · 0,88 / 0,33 = 4976 H
R EF
м
= R FF
м
+ F M
= 4976 + 1866 = 6842 H
М Е
F
м
= R FF
м
h = 4976 · 0,033 = 164 H · м
R E
' = R E
+ R EF
м
= 906 + 6842 = 7748 H
R F
' = R F
+ R FF
м
= 2317 + 4976= 7293 H
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М сеч
/ 0,1d б
3
= 164 · 10 3
/ 0,1 · 35 3
= 38,3 МПа
τ а
= τ к
/2 = Т 1
/ 2 · 0,2d б
3
= 55,7 · 10 3
/ 0,4 · 35 3
= 3,2 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σ
Д
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τ
Д
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
S σ
= σ -1Д
/ σ а
= 94,7 / 38,3 = 2,5; S τ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 3,2 = 28,4
S = S σ
S τ
/ = 2,5 · 28,4 / = 2,65 > [S] = 2,5
в которой радиальная нагрузка P r
1
= 7748 H; осевая нагрузка P a
1
= F a
1
= 188 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K б
= 1,3; К Т
= 1 [3].
Отношение F a
1
/ С о
= 188 / 32500 = 0,006; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение Р a
1
/ P r
1
= 188 / 7748 = 0,02 < е; Х = 1; Y = 0.
Р э
= (1·7748 + 0· 188) · 1,3 = 10072 H < С = 48400 Н
L = (C/P э
) 3
= (48400/10072) 3
= 111 млн. об.
L h
= L·10 6
/60n = 111·10 6
/60·720 = 2,6·10 4
ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ 588-64 обозначение цепи:
М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 кН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2.
D Ц
= 12,5 мм – диаметр элемента зацепления.
Геометрическая характеристика зацепления:
в шагах: d t
= cosec (180º / z) = cosec (180 / 9) = 2,9238;
в мм: d д
= d t
· t = 2,9238 · 100 = 292,4 мм.
D e
= t(K + K Z
– 0,31 / λ) = 100(0,7 + 2,75 – 0,31 / 8) = 341 мм
K Z
= ctg (180º / z) = ctg (180º / 9) = 2,75 – коэффициент числа зубьев.
D i
= d д
– (D Ц
+ 0,175 ) = 292,4 – (12,5 + 0,175 ) = 276,91 мм.
R = 0,5(D Ц
– 0,05t) = 0,5 · (12,5 – 0,05 · 100) = 3,75 мм.
β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 9 = 72 º
b fmax
= 0,9b 3
– 1 = 0,9 · 19 – 1 = 16,1 мм;
b fmin
= 0,87b 3
– 1,7 = 0,87 · 19 – 1,7 = 14,83 мм;
b = 0,83 b f
= 0,83 · 15,465 = 12,84 мм.
D C
= tK Z
– 1,3h = 100 · 2,75 – 1,3 · 25 = 242,5 мм.
Окружная сила на звездочке: F t
= 2,6 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:
12.
Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
Принимаем: выходной диаметр Ø42 мм, под подшипники – Ø50 мм, под тяговую звездочку – Ø60 мм.
F t
= 2600 H, F r
= 3000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
R Lx
(s + t) – F t
s = 0; R Lx
= F t
s / (s + t) = 2600 · 0,2 / 0,4 = 1300 H
R Kx
= F t
– R Lx
= 2600 – 1300 = 1300 H
M y
= R Kx
s = 1300 · 0,2 = 260 H · м
R Ly
= F r
s / (s + t) = 3000 · 0,2 / 0,4 = 1500 H
R Ky
= F r
– R Ly
= 3000 – 1500 = 1500 H
M x
= R Ky
s = 1500 · 0,2 = 300 H · м
F M
(s + t + p) – R LF
м
(s + t) = 0;
R LF
м
= F M
(s + t + p) / (s + t) = 4828 · 0,5 / 0,4 = 6035 H
R KF
м
= R LF
м
- F M
= 6035 – 4828 = 1207 H
R L
' = R L
+ R LF
м
= 1985 + 6035 = 8020 H
R K
' = R K
+ R KF
м
= 1985 + 1207 = 3192 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ в
= 780 МПа, σ т
= 540 МПа, τ т
= 290 МПа,
σ -1
= 360 МПа, τ -1
= 200 МПа, ψ τ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М LF
м
/ 0,1d 4
3
= 482,8 · 10 3
/ 0,1 · 50 3
= 38,6 МПа
τ а
= τ к
/2 = М вых
/ 2 · 0,2d 4
3
= 373 · 10 3
/ 0,4 · 50 3
= 7,5 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σ
Д
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τ
Д
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
S σ
= σ -1Д
/ σ а
= 94,7 / 38,6 = 2,5; S τ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 7,5 = 12,1
S = S σ
S τ
/ = 2,5 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №210, С = 35,1 кН, С 0
= 19,8 кН, d×D×B = 50×90×20
в которой радиальная нагрузка P r
1
= 8020 H; осевая нагрузка P a
1
= 0 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K б
= 1,3; К Т
= 1 [3].
Р э
= 1,3·8020 = 10426 H < C = 35100 Н
L= (C/P э
) 3
= (35100/10426) 3
= 156 млн. об.
L h
= L·10 6
/60n = 156·10 6
/60·99,9 = 26038 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
V 1
= 2,97 м/с – V 40°
= 27 мм 2
/с
По [4] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V 40°
C
= 29-35 мм 2
/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
14. Проверка прочности шпоночных соединений

σ см
= 2М / d(l – b)(h – t 1
) < [σ] см
= 120 МПа
Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 28, t 1
= 4 мм.
σ см
= 2 · 55,7 · 10 3
/ 30 · (28 – 7)(7 – 4) = 59 МПа < [σ] см

Промежуточный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 45, t 1
= 5 мм.
σ см
= 2 · 130,4 · 10 3
/ 40 · (45 – 12)(8 – 5) = 115 МПа < [σ] см

Тихоходный вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t 1
= 5 мм.
σ см
= 2 · 373 · 10 3
/ 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ] см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t 1
= 7 мм.
σ см
= 2 · 373 · 10 3
/ 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 69 МПа < [σ] см

Приводной вал Ø42 мм, шпонка 12 × 8 × 63, t 1
= 5 мм.
σ см
= 2 · 373 · 10 3
/ 42 · (63 – 12)(8 – 5) = 116 МПа < [σ] см

Приводной вал Ø60 мм, шпонка 16 × 10 × 45, t 1
= 6 мм.
σ см
= 2 · 373 · 10 3
/ 60 · (45 – 16)(10 – 6) = 117 МПа < [σ] см

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [4].
[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.
Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Муфта, соединяющая тихоходный вал с приводным валом.

Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
При проектировании компенсирующе - предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:
[М] = 500 Н · м, D × L = 170 × 226.
Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]
Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой:
Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:
М = 1,25М ном
= 1,25 · 373 = 466,3 Н · м
Радиус расположения поверхности среза:
Материал предохранительного штифта:
Сталь 30 ГОСТ 1050-88, σ в
= 490 МПа
Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68
Расчетный предел прочности на срез штифта:
τ ср
= К · σ в
= 0,68 · 490 = 333,2 МПа
Предельный вращающий момент (проверочный расчет):
М = πd 2
r τ ср
/4 = 3,14 · 0,0092 2
· 0,021 · 333,2 · 10 6
/ 4 = 465 Н · м
Детали перед сборкой промыть и очистить.
Сначала собираем валы редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 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.

Название: Проектирование привода цепного конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 03:48:57 11 августа 2010 Похожие работы
Просмотров: 5894
Комментариев: 15
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Проектирование привода цепного конвейера
Реферат: From the land called Beringia
Алгебра 7 Контрольная Работа Многочлены
Эссе Охранять Природу Значит Охранять Родину
Проблема Воспитания В Комедии Фонвизина Недоросль Сочинение
Курсовая работа по теме Платежная система Республики Казахстан
Реферат: Мадемуазель Шанель
Дипломная работа по теме Гармоническая психология и супружеская гармония
Реферат На Тему Общество. Социальные Изменения
Реферат: Домострой(Солянка нескольких источников)
Реферат: Древнегреческая цивилизация.
Реферат На Тему Искусство Импрессионизма
Реферат по теме Конституционное судопроизводство в России
Курсовая работа по теме Математическое моделирование в экологии
Развитие Критического Мышления Курсовая
Сочинение Экономика В Моей Семье
Курсовая работа: Индивидуальный жилой дом в г. Омске. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: The Characterization Of Arthur Dimmesdale Essay Research
Международная Патентная Классификация Реферат
Средства и методы развития силы
Курсовая работа по теме Анализ системы мерчандайзинга на розничном торговом предприятии '777' ПБОЮЛ Сытова С.И.
Реферат: Пищевые продукты в жизнедеятельности человека и значение их качества
Контрольная работа: Передбачуваність роботи компаній
Дипломная работа: Прокуратура РФ и её роль в надзоре за исполнением законов