Министерство образования и науки Украины

Министерство образования и науки Украины

Национальный университет кораблестроения

имени адмирала Макарова

Херсонский филиал

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине "Основы конструирования"

"Привод ленточного конвейера"

Выполнил: студент гр.3217 Ф.И.О. студента

Проверила к.п.н., доцент Андреева Н.Б.

Херсон 2014

СОДЕРЖАНИЕ

Введение …………………………………………………………………3

Техническое задание ……………………………………………………4

1. Определение ресурса приводного устройства………………………5

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода ……………….6

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение

допускаемых контактных и изгибных напряжений……………..........10

4. Расчет закрытой передачи……………………………………………13

5. Расчет открытой передачи……………………………………………20

6. Нагрузки валов редуктора……………………………………………24

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора……......25

8. Расчетная схема валов редуктора…………………………………….30

9. Проверочный расчет подшипников………………………………….26

10. Выбор муфты………………………………………………………...28

11. Проверочный расчет шпонок……………………………………….29

12. Проверочный расчет валов………………………………………….30

13. Определение массы и технического уровня редуктора…………..34

Список используемой литературы……………………………………..

ВВЕДЕНИЕ

В данной работе производится расчет привода ленточного конвейера.

Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

В ходе работы над проектом делается анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.

Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Схема привода

Элементы схемы:

1 – электродвигатель; 2 – плоскоременная передача;

3 – одноступенчатый редуктор с цилиндрический прямозубой передачей; 4 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь; I, II, III, IV – валы

Исходные данные:

№ п/п	Наименование параметра	Обоз­начение	Единицы измерения	Числовое значение
1.	Тяговая сила цепи	F	кН	2,6
2.	Скорость тяговой цепи	V	м/с	0,65
3.	Шаг тяговой цепи	p	мм
4.	Число зубьев звездочки	z	-
5.	Срок службы привода	Lr	лет

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА

1.1. Определяем ресурс привода, ч,

L_h = 365´ L_r ´ t _c´ L _c,

где L_r – срок службы привода, лет; принимается согласно заданию;

t _c – продолжительность смены; t _c = 8 ч;

L _c – число смен в сутки; L _c = 2.

L_h = 365´4´8´2 = 23360 ч.

1.2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15 % ресурса, тогда

L_h = 23360´(1 – 0,15) = 19856 ч.

1.3. Результаты выполнения раздела

Место установки привода	Lr, лет	t c, ч	L c	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
общепро­мышленное					умеренные колебания	нереверсивный

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.1.1. Определяем требуемую мощность на ведущих звездочках конвейера

Р _рм = F ´ V = 2,6´0,65 = 1,69 кВт.

2.1.2. Определяем общий КПД привода

h = h_зп´h_оп´h_м´(h_пк)²´(h_пс)²,

где согласно [1; табл. 1.1, с. 6]:

h_зп = 0,96 – КПД закрытой передачи (редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами);

h_оп = 0,94 – КПД открытой передачи (ременная передача);

h_м = 0,98 – КПД муфты;

h_пк = 0,99 – КПД подшипников качения (одна пара);

h_пс = 0,98 – КПД подшипников скольжения.

h = 0,96´0,94´0,98´0,99²´0,98² = 0,83.

2.1.3. Определяем требуемую мощность электродвигателя

2.1.4. По [1; табл. 24.9, с. 417] выбираем электродвигатель с ближайшей большей мощностью. Он имеет следующие характеристики:

- мощность Р _ном = 2,2 кВт;

- марка АИР 112МА8;

- синхронная частота вращения двигателя n _c = 750 мин^-1;

- номинальная (асинхронная) частота вращения двигателя n _ном = 709 мин^-1.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1. Определяем частоту вращения вала ведущих звездочек конвейера, мин^-1,

,

где V – скорость тяговой цепи, м/с;

p – шаг тяговой цепи, мм;

z – число зубьев звездочки.

2.2.2. Определяем передаточное число привода

2.2.3. По [1; табл. 1.2, с. 7] принимаем передаточное число закрытой передачи (с цилиндрическими прямозубыми колесами)

u _зп = 5.

2.2.4. Определяем передаточное число открытой передачи (ременная передача)

.

Проверяем это значение на соответствие [1; табл. 1.2, с. 7].

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода

2.3.1. Мощность:

двигателя (вал I)

Р _ном = 2,2 кВт;

быстроходного вала редуктора (вал II)

Р ₁ = Р _ном´h_оп´h_пк = 2,2´0,94´0,99 = 2,05 кВт;

тихоходного вала редуктора (вал III)

Р ₂ = Р ₁´h_зп´h_пк = 2,05´0,96´0,99 = 1,95 кВт;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

Р _рм = Р ₂´h_м´(h_пс)² = 1,95´0,98´(0,98)² = 1,84 кВт.

2.3.2. Частота вращения:

вала двигателя (вал I)

n _ном = 709 мин^-1;

быстроходного вала редуктора (вал II)

;

тихоходного вала редуктора (вал III)

;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

n _рм = n ₂ = 55,8 мин^-1.

2.3.3. Угловая скорость:

вала двигателя (вал I)

;

быстроходного вала редуктора (вал II)

;

тихоходного вала редуктора (вал III)

;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

ω_рм = ω₂ = 5,8 с^-1.

2.3.4. Вращающий момент на:

валу двигателя (вал I)

;

быстроходном валу редуктора (вал II)

Т ₁ = Т _дв´ u _оп´h_оп´h_пк = 29,6´2,54´0,94´0,99 = 70,0 Н·м;

тихоходном валу редуктора (вал III)

Т ₂ = Т ₁´ u _зп´h_зп´h_пк = 70,0´5´0,96´0,99 = 332,6 Н·м;

валу ведущих звездочек конвейера (вал IV)

Т _рм = Т ₂´h_м´(h_пс)² = 332,6´0,98´(0,98)² = 313,0 Н·м.

2.4. Результаты выполнения раздела

Тип двигателя АИР 112МА8 Р ном = 2,2 кВт; n ном = 709 мин^-1
Параметр	Передача	Параметр	Вал
закрытая (редуктор)	откры­тая	двига­теля	редуктора	ведущих звездочек конвейера
Б	Т
Передаточ­ное число u		2,54	Расчетная мощность Р, кВт	2,2	2,05	1,95	1,84
Угловая скорость ω, с^-1	74,2	29,2	5,8	5,8
КПД h	0,96	0,94	Частота вращения n, мин^-1		279,1	55,8	55,8
Вращающий момент Т, Н·м	29,6	70,0	332,6	313,0

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

3.1. По [1; табл. 2.1, с. 11] выбираем материал шестерни и колеса цилиндрической зубчатой передачи – сталь 40ХН с такими характеристиками:

для шестерни:

термообработка – улучшение;

твердость поверхности – 269…302 НВ;

предел текучести – σ_т = 750 МПа;

предельные размеры заготовки D _пред = 200 мм и S _пред = 125 мм;

для зубчатого колеса:

термообработка – улучшение;

твердость поверхности – 235…262 НВ;

предел текучести – σ_т = 630 МПа;

предельные размеры заготовки D _пред = 315 мм и S _пред = 200 мм.

3.2. Средняя твердость поверхности:

для шестерни

НВ_ср = 0,5(НВ_min+НВ_max) = 0,5(269+302) = 286 НВ;

для зубчатого колеса

НВ_ср = 0,5(НВ_min+НВ_max) = 0,5(235+262) = 249 НВ.

3.3. Базовые числа циклов нагружений:

для шестерни:

- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]

N_HG = 30НВ_ср^2,4 = 30´286^2,4 = 23,6·10⁶ ≤ 12·10⁷;

- при расчете на изгиб [1; с. 15]

N_FG = 4·10⁶;

для зубчатого колеса:

- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]

N_HG = 30НВ_ср^2,4 = 30´249^2,4 = 16,9·10⁶ ≤ 12·10⁷;

- при расчете на изгиб [1; с. 15]

N_FG = 4·10⁶.

3.4. Действительные числа циклов перемены напряжений:

для шестерни

N ₁ = 60´ n ₁´ L_h = 60´279,1´19856 = 332,5·10⁶;

для зубчатого колеса

N ₂ = N ₁ / u _зп = 332,5·10⁶ / 5 = 66,5·10⁶.

3.5. Коэффициенты долговечности для шестерни и зубчатого колеса при расчете:

- по контактным напряжениям [1; с. 13]

при N ≥ N_HG Z_N = 1,0;

- на изгиб [1; с. 15]

при N ≥ N_FG Y_N = 1,0.

3.6. Для стали 40ХН и термообработки улучшением находим базовые значения допускаемых напряжений:

для шестерни:

- базовое допускаемое контактное напряжение (предел контактной выносливости) [1; табл. 2.2, с. 13]

[σ] _{Н lim} = 2НВ_ср+70 = 2´286+70 = 642 МПа;

- базовое допускаемое напряжение изгиба (предел выносливости на изгиб) [1; табл. 2.3, с. 14]

[σ] _{F lim} = 1,75´НВ_ср = 1,75´286 = 501 МПа;

для зубчатого колеса:

- базовое допускаемое контактное напряжение [1; табл. 2.2, с. 13]

[σ] _{Н lim} = 2НВ_ср+70 = 2´249+70 = 568 МПа;

- базовое допускаемое напряжение изгиба [1; табл. 2.3, с. 14]

[σ] _{F lim} = 1,75´НВ_ср = 1,75´249 = 436 МПа.

3.7. Определяем допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

[σ] _{Н 1} = [σ] _{Н lim}´ Z_N ´ Z_R ´ Z_v / S_H = 642´1,0´0,95´1,0 / 1,1 = 554 МПа;

для зубчатого колеса

[σ] _{Н 2} = [σ] _{Н lim}´ Z_N ´ Z_R ´ Z_v / S_H = 568´1,0´0,95´1,0 / 1,1 = 491 МПа,

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; Z_R = 0,95 [1; с. 13, 14];

Z_v – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; при малых окружных скоростях (v до 5 м/с) Z_v = 1,0 [1; с. 14];

S_H – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала (в том числе и улучшенных) S_H = 1,1 [1; с. 13].

3.8. Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни

[σ] _{F 1} = [σ] _{F lim}´ Y_N ´ Y_R ´ Y_A / S_F = 501´1,0´1,0´1,0 / 1,7 = 295 МПа;

для зубчатого колеса

[σ] _{F 2} = [σ] _{F lim}´ Y_N ´ Y_R ´ Y_A / S_F = 436´1,0´1,0´1,0 / 1,7 = 256 МПа,

где Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями; при зубофрезеровании Y_R = 1,0 [1; с. 15];

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса);при одностороннем приложении нагрузки (см. п. 1.3) Y_A = 1,0 [1; с. 15];

S_F – коэффициент запаса прочности; S_F = 1,7 [1; с. 15].

3.9. Результаты выполнения раздела

Элемент передачи	Марка мате­риала	D пред	Термо­обра­ботка	Средняя твер­дость НВср	Предел текучести σт	Допускаемые напряжения
контактное [σ] Н	изгиба [σ] F
S пред
МПа
Шестерня	сталь 40ХН		улуч­шение
Колесо	сталь 40ХН		улуч­шение

4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Проектный расчёт

4.1.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние

а'_w = K (u _зп + 1) = 10´(5 + 1)´ = 144,61 мм,

где K – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса; при H ₁ и H ₂ ≤ 350 НВ (см. п. 3.2) K = 10 [1; с. 17].

4.1.2. Определяем окружную скорость

4.1.3. Для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи при окружной скорости зубчатых колес до 2 м/с назначаем 9 степень точности по ГОСТ 1643-81 [1; табл. 2.5, с. 17]

n _ст = 9.

4.1.4. Определяем коэффициент ширины венца; при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор

ψ _bа = 0,4 [1; с. 17];

4.1.5. Определяем коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

K_Н = K_Нv ´ K_{Н β}´ K_{Н α} = 1,05´1,02´1,06 = 1,14,

где K_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; для принятой степени точности и твердости поверхности K_Нv = 1,05 [1; табл. 2.6, с. 17, 18];

K_{Н β} – коэффициент неравномерности (концентрации) распределения нагрузки по длине контактных линий

K_{Н β} = 1 + (K_{Н β}° – 1)´ K_Нw = 1 + (1,06 – 1)´0,26 = 1,02;

K_{Н β}° – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы; для принятой схемы передачи, твердости поверхности зубьев колесаи коэффициента

ψ _bd = 0,5ψ _bа (u _зп + 1) = 0,5´0,4´(5 + 1) = 1,2

K_{Н β}° = 1,06 [1; табл. 2.7, с. 19];

K_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев; для найденной окружной скорости и принятой твердости поверхности зубьев колеса K_Нw = 0,26 [1; табл. 2.8, с. 19];

K_{Н α} – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления

K_{Н α} = 1 + (K_{Н α}° – 1)´ K_Нw = 1 + (1,24 – 1)´0,26 = 1,06;

K_{Н α}° – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления в начальный период работы; для прямозубых передач

K_{Н α}° = 1 + 0,06(n _ст – 5) = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24 ≤ 1,25.

4.1.6. Уточняем межосевое расстояние

а_w ≥ K_а (u _зп + 1) = 450´(5 + 1)´ = 148,24 мм,

где K_а – коэффициент межосевого расстояния; для прямозубых колес K_а = 450 [1; с. 17];

[σ] _Н – допускаемое напряжение, которое для цилиндрических передач с прямыми зубьями принимается меньшим из допускаемых напряжений шестерни [σ] _{Н 1} и колеса [σ] _{Н 2} .

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего числа по [1; табл. 24.1, с. 410]

а_w = 150 мм.

4.1.7. Определяем делительный диаметр колеса

мм.

4.1.8. Ширина венца колеса

мм.

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до целого числа по [1; табл. 24.1, с. 410].

4.1.9. Определяем коэффициент нагрузки в расчете по напряжениям изгиба

K_F = K_Fv ´ K_{F β}´ K_{F α} = 1,08´1,05´1,24 = 1,41,

где K_Fv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; для принятой степени точности и твердости поверхности зубьев колеса K_Fv = 1,08 [1; табл. 2.9, с. 20];

K_{F β} – коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_{F β} = 0,18 + 0,82 K_{Н β}° = 0,18 + 0,82´1,06 = 1,05;

K_{F α} – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления зубчатых колес K_{F α} = K_{Н α}° = 1,24.

4.1.10. Определяем модуль зацепления (передачи) из условия прочности

мм,

где K_m – коэффициент модуля; для прямозубых колес K_m = 3400 [1; с. 20];

[σ] _F – допускаемое напряжение, которое принимается меньшим из допускаемых напряжений шестерни [σ] _{F 1} и колеса [σ] _{F 2} .

Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону [1; с. 21]

m = 1,0 мм.

4.1.11. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

,

где β_min – минимальный угол наклона зубьев; для прямозубых колес β_min = 0.

Полученное значение z _Σ округляем в меньшую сторону до целого числа

4.1.12. Определяем число зубьев шестерни

Значение z ₁ округляем в ближайшую сторону до целого числа.

4.1.13. Определяем число зубьев колеса

z ₂ = z _Σ – z ₁ = 300 – 50 = 250.

4.1.14. Определяем фактическое передаточное число u _ф и проверяем его отклонение от заданного; отклонение для одноступенчатых редукторов не должно превышать 3 %

;

4.1.15. Определяем фактические основные геометрические размеры передачи.

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр

d ₁ = m · z ₁ /cosβ = 1,0´50/cos0 = 50,00 мм;

диаметр окружности вершин зубьев

d_{a 1} = d ₁ + 2 m = 50,00 + 2´1,0 = 52,00 мм;

диаметр окружности впадин зубьев

d_{f 1} = d ₁ – 2,5 m = 50,00 – 2,5´1,0 = 47,50 мм;

ширина венца

b ₁ = b ₂·(b ₁ / b ₂) = 60,00´1,06 = 63,60 мм.

где (b ₁ / b ₂) – соотношение, принимаемое по [3; с. 18] в зависимости от величины b ₂ :

при b 2, мм…	до 30	Свыше 30 до 50	Свыше 50 до 80	Свыше 80 до 100
(b 1 / b 2)………	1,1	1,08	1,06	1,05

Полученное значение округляем до целого в ближайшую сторону

b ₁ = 64 мм.

Основные размеры зубчатого колеса:

делительный диаметр

d ₂ = m · z ₂ /cosβ = 1,0´250/cos0 = 250,00 мм;

d ₂ = 2 а_w – d ₁ = 2´150 – 50,00 = 250,00 мм;

диаметр окружности вершин зубьев

d_{a 2} = d ₂ + 2 m = 250,00 + 2´1,0 = 252,00 мм;

диаметр окружности впадин зубьев

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m = 250,00 – 2,5´1,0 = 247,50 мм.

4.2. Силы в зацеплении

4.2.1. Окружная сила

F_t = 2 Т ₁´10³/ d ₁ = 2´70,0´10³/50,00 = 2800 Н.

4.2.2. Радиальная сила

F_r = F_t· tgα/cosβ = 2800´tg20/cos0 = 1019 Н,

где α = 20° – угол зацепления.

4.2.3. Осевая сила

F_a = F_t· tgβ = 2800´tg0 = 0.

4.3. Проверочный расчёт

4.3.1. Проверяем межосевое расстояние

а_w = (d ₁ + d ₂)/2 = (50,00 + 250,00)/2 = 150 мм.

4.3.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям, МПа,

где Z _σ – вспомогательный коэффициент; для прямозубых колес Z _σ = 9600 [1; с. 23].

Условие прочности выполняется, т.к. недогрузка не превышает допустимой в 20 %.

4.3.3. Проверяем зубья шестерни и колеса по напряжениям изгиба.

4.3.3.1. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

где Y_{FS 2} – коэффициент формы зуба колеса; при числе зубьев z ₂ = 250 Y_{FS 2} = 3,59 [1; табл. 2.10, с. 24];

Y _β – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых передач Y _β = 1 [1; с. 24];

Y _ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; при 9 степени точности передачи Y _ε = 1 [1; с. 24].

Условие прочности выполняется.

Недогрузка

4.3.3.2. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где Y_{FS 1} – коэффициент формы зуба шестерни; при числе зубьев z ₁ = 50 Y_{FS 1} = 3,66 [1; табл. 2.10, с. 24].

Условие прочности выполняется.

Недогрузка

4.4. Результаты выполнения раздела

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Вид зубьев	прямозубая	Угол наклона зубьев β, °
Фактическое передаточное число u ф	5,00
Модуль зацепления m, мм	1,0	Межосевое расстояние аw, мм
Число зубьев: шестерни z 1 колеса z 2		Диаметры делительной окружности, мм: шестерни d 1 колеса d 2	50,00 250,00
Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b 1 колеса b 2	64,00 60,00	Диаметр окружности вершин, мм: шестерни dа 1 колеса dа 2	52,00 252,00
Силы в зацеплении, Н: окружная сила Ft радиальная сила Fr осевая сила Fa		Диаметр окружности впадин, мм: шестерни df 1 колеса df 2	47,50 247,50
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Недогруз­ка, %
МПа
Контактные напряжения σ H			1,2
Напряжения изгиба	шестерни σ F 1			18,3
колеса σ F 2			7,8

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1. Проектный расчёт

5.1.1. Определяем диаметр ведущего шкива

где T _дв = 29,6 Н·м – вращающий момент на валу ведущего шкива (см. п. 2.4).

Принимаем значение из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 [2, с. 120]

d ₁ = 180 мм.

5.1.2. Определяем диаметр ведомого шкива

d ₂ = d ₁· u _оп(1 – ε) = 180´2,54´(1 – 0,01) = 452,6 мм,

где ε – коэффициент скольжения ремня; для передач с регулируемым натяжением ремня ε = 0,01 [2, с. 120].

Полученное значение округляем до стандартного ближайшего числа [2, с. 120]

d ₂ = 450 мм.

5.1.3. Определяем фактическое передаточное число u _ф и проверяем его отклонение ∆ u _ф от заданного u _оп:

5.1.4. Определяем ориентировочное межосевое расстояние

а > 1,5(d ₁ + d ₂) = 1,5´(180 + 450) = 945 мм.

5.1.5. Определяем расчетную длину ремня (без учета припуска на соединение концов)

Округляем до стандартного ближайшего числа [1, табл. 24.1, с. 410]

l = 3000 мм.

5.1.6. Уточняем значение межосевого расстояния

5.1.7. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

5.1.8. Определяем скорость ремня

,

где n _ном = 709 мин^-1 – частота вращения вала ведущего шкива (см. п. 2.4);

[ v ] = 35 м/с – допустимая скорость.

5.1.9. Определяем частоту пробегов ремня

U = 1000 v / l = 1000·6,68/3000 = 2,23 с^-1 < [ U ],

где [ U ] = 15 с^-1 – допустимая частота пробегов.

5.1.10. Определяем окружную силу, передаваемую ремнем,

5.1.11. Принимаем, что в передаче используется кожаный ремень по ГОСТ 18679-73, и определяем толщину ремня

δ ≤ 0,03 d ₁ = 0,03·180 = 5,4 мм.

Принимаем толщину ремня δ = 3,5 мм [2, табл. 7.2, с. 120].

5.1.12. Определяем допускаемую удельную окружную силу на единицу площади поперечного сечения ремня

где [ k ₀] – приведенная допустимая удельная окружная сила, МПа; для кожаных ремней [ k ₀] = 2,2 МПа [2, с. 123];

C _θ – коэффициент, учитывающий расположение передачи; для передач с автоматическим регулированием натяжения ремня C _θ = 1 [2, с. 123];

C _α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего (ведущего) шкива

C_v – коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

C_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы; для ленточного конвейера C_p = 1 [2, табл. 7.4].

5.1.13. Определяем ширину ремня

Принимаем b = 50 мм [2, табл. 7.2, с. 120].

5.1.14. Определяем площадь поперечного сечения ремня

А = δ· b = 3,5´50 = 175 мм².

5.1.15. Определяем силу предварительного натяжения ремня

F ₀ = А ·σ₀ = 175´1,8 = 315 Н,

где σ₀ = 1,8 МПа – напряжение от предварительного натяжения ремня [2, с. 121].

5.1.16. Определяем силы натяжения ведущей F ₁ и ведомой F ₂ ветвей ремня:

5.1.17. Определяем силу давления ремня на вал

5.2. Проверочный расчёт

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, МПа,

Здесь σ₁ – напряжение от растяжения

σ_и – напряжение от изгиба ремня

где E _и – модуль продольной упругости при изгибе; для кожаных ремней E _и = 150 МПа [2, с. 123];

σ _v – напряжение от центробежной силы

где ρ = 1100…1200 кг/м³ – плотность материала ремня [2, с. 123];

[σ_max] – допустимое максимальное напряжение; для кожаных ремней [σ_max] = 7 МПа [2, с. 123].

Условие прочности выполняется.

5.3. Результаты выполнения раздела

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Плоский кожаный	Межосевое расстояние а, мм
Фактическое передаточное число u ф	2,53
Частота пробегов ремня U, с^-1	2,23	Диаметр ведущего шкива d 1, мм
Толщина ремня δ, мм	3,5	Диаметр ведомого шкива d 2, мм
Ширина ремня b, мм		Максимальное напряжение в сечении ведущей ветви σmax, МПа	5,71
Длина ремня l, мм		Сила предварительного натяжения ремня F 0 , Н	315,0
Угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 , °	164,5	Сила давления ремня на вал F оп , Н	624,2

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1. Определяем силы в зацеплении закрытой передачи

6.1.1. Силы в зацеплении на шестерне:

окружная

F_{t 1} = F_{t 2} = 2800 Н;

радиальная

F_{r 1} = F_{r 2} = 1019 Н.

6.1.2. Силы в зацеплении на колесе:

окружная

радиальная

где α = 20° – угол зацепления.

6.2. Определяем консольные силы:

от силы давления ремня на вал

F _оп = 624,2 Н;

от муфты

6.3. Результаты выполнения раздела

Силы, Н
В зацеплении закрытой передачи	Консольные
окружная Ft 1 = Ft 2	радиальная Fr 1 = Fr 2	от силы давления ремня на вал F оп	от муфты F м
		624,2

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1. Определяем геометрические параметры ступеней валов

7.1.1. Быстроходный вал-шестерня (цилиндрическая) – рис. 7.1.

Рисунок 7.1. Эскиз быстроходного вала

7.1.1.1. Диаметр вала под шкив

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₁ = 32 мм.

7.1.1.2. Длина концевого участка вала под шкив

L ₁ = 1,5 d ₁ = 1,5´32 = 48,0 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₁ = 48 мм.

7.1.1.3. Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d ₂ = d ₄ = d ₁ + 2 t _цил = 32 + 2·3,5 = 39,0 мм,

где t _цил = 3,5 мм – высота буртика; принимается по [1; с. 42].

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного для подшипников числа [1; с. 417 – 425]

d ₂ = d ₄ = 40 мм.

7.1.1.4. Длина промежуточного участка быстроходного вала цилиндрической передачи

L ₂ = 1,4 d ₂ = 1,4´40 = 56,0 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₂ = 56 мм.

7.1.1.5. Диаметр вала под шестерню

d ₃ = d ₂ + 3 r = 40 + 3´2,0 = 46,0 мм,

где r = 2,0 мм – координата фаски подшипника (см. п. 7.2.1).

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₃ = 48 мм.

7.1.1.6. Длина концевого участка быстроходного вала под подшипник

L ₄ = B + c = 18 + 2,0 = 20,0 мм,

где B = 18 мм – ширина подшипника (см. п. 7.2.1);

с = 1,5…2,0 мм – надбавка.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₄ = 20 мм.

7.1.1.7. Длина участка вала под шестерню определяется графически на эскизной компоновке и принимается из стандартного ряда по [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₃ = мм.

7.1.2. Тихоходный вал (вал колеса) – рис. 7.2.

Рисунок 7.2. Эскиз тихоходного вала

7.1.2.1. Диаметр вала под полумуфту

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410] с учетом дальнейшего выбора устанавливаемой на этот вал полумуфты (п.10.2)

d ₁ = 45 мм.

7.1.2.2. Длина концевого участка вала под полумуфту

L ₁ = 1,5 d ₁ = 1,5´45 = 67,5 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410] с учетом дальнейшего выбора устанавливаемой на этот вал полумуфты (п.10.2)

L ₁ = 90 мм.

7.1.2.3. Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d ₂ = d ₄ = d ₁ + 2 t _цил = 45 + 2·4,0 = 53,0 мм,

где t _цил = 3,5 мм – высота буртика; принимается по [1; с. 42].

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного для подшипников числа [1; с. 417 – 425]

d ₂ = d ₄ = 55 мм.

7.1.2.4. Длина промежуточного участка тихоходного вала

L ₂ = 1,2 d ₂ = 1,2´55 = 66,0 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₂ = 67 мм.

7.1.2.5. Диаметр вала под зубчатое колесо

d ₃ = d ₂ + 3 r = 55 + 3´2,5 = 62,5 мм,

где r = 2,5 мм – координата фаски подшипника (см. п. 7.2.2).

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₃ = 63 мм.

7.1.2.6. Длина концевого участка тихоходного вала под подшипник

L ₄ = B + c = 21 + 2,0 = 23,0 мм,

где B = 21 мм – ширина подшипника (см. п. 7.2.2);

с = 1,5…2,0 мм – надбавка.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₄ = 24 мм.

7.1.2.7. Длина участка вала под зубчатое колесо определяется графически на эскизной компоновке и принимается из стандартного ряда по [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₃ = мм.

7.2. Предварительно выбираем подшипники качения

7.2.1. Быстроходный вал-шестерня (цилиндрическая)

Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные ГОСТ 831-75.

Легкая серия 36208 [1, табл. 24.15, с. 421].

Размеры, мм: d = 40; D = 80; B = 18; r = 2,0; r ₁ = 1,0.

Грузоподъемность, кН: С_r = 38,9; C _{0 r} = 23,2.

7.2.2. Тихоходный вал

Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75.

Легкая серия 211 [1, табл. 24.10, с. 417].

Размеры, мм: d = 55; D = 100; B = 21; r = 2,5.

Грузоподъемность, кН: С_r = 43,6; C _{0 r} = 25,0.

7.3. Конструктивные размеры закрытой передачи

7.3.1. Определяем расстояние между внешними поверхностями деталей передачи

L = d_{а 1} + d_{а 2} = 52,00 + 252,00 = 304,00 мм.

7.3.2. Определяем зазор

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа

а = 10 мм.

7.3.3. Определяем расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

b ₀ ≥ 3 a = 3´10 = 30 мм.

7.4. Выполняем эскизный проект редуктора в масштабе 1:1 на миллиметровой бумаге.

7.5. Результаты выполнения раздела

Вал	Размер вала, мм	Подшипники
d 1	d 2	d 3	d 4	Типоразмер	Размер, мм	Грузоподъёмность, кН
d ´ D ´ B	динамиче­ская Сr	статическая C 0 r
L 1	L 2	L 3	L 4
Быстро­ходный					Роликовые конические 36208 ГОСТ 831-75	40´80´18	38,9	23,2
Тихоходный					Шариковые радиальные 211 ГОСТ 8338-75	55´100´21	43,6	25,0

8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

8.1. Определение реакций в подшипниках и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

8.1.1. Дано (рис. 8.1): F_{t 1} = 2800 Н; F_{r 1} = 1019 Н; F _оп = 624 Н; d ₁ = 32 мм; d ₂ = 40 мм; L _б = 112 мм; L _оп = 73 мм.

8.1.2. Горизонтальная плоскость

8.1.2.1. Определяем реакции в опорах

.

F_t1 ´ L_б /2 + R_DX ´ L_б =0.

Н.

.

Н.

Проверка:

.

797,12 – 1594,24 + 797,12 = 0.

8.1.2.2. Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

.

Нм.

.

8.1.3. Вертикальная плоскость

8.1.3.1. Определяем реакции в опорах

.

.

Н.

.

.

Н.

Проверка:

.

- 3592 + 6223 - 2051 – 580,26 = 0.

8.1.2.3. Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

Нм.

= -3592´129 + 6223´56 = -114 Нм.

Нм.

Строим эпюру крутящего момента, Нм.

Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Н.

Н.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в опасных сечениях.

Нм.

Нм.

8.2. Определение реакций в подшипниках (тихоходный вал).

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано: F_t2 = 1743,16, F_r2 = 634,45, F_м = 2232,57, d₂ = 366 мм, L_Т = 110, L_М = 114,5

Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н.

Н.

Н.

Проверка

-3195,48 + 1743,16 + 3685 – 2232,57 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

Нм.

= -3195,48´110 + 1743,16´55 = -255 Нм.

Вертикальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н.

F_r2 ´ L_T /2 + R_BУ ´ L_Т = 0

Н.

F_r2 ´ L_T /2 + R_АУ ´ L_Т = 0

Н.

Проверка

-317,2 + 635,45 – 317,2 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X.

---

Дата добавления: 2015-11-04