Привод ленточного конвейера Вариант 6 задание

• Название: Привод ленточного конвейера Вариант 6 задание
• Дата: 26.12.2022
• Размер: 0.6 Mb.
• Имя файла: PZ.docx
• Тип: Реферат; #864911
• страница: 2 из 3

4 РАСЧЕТ НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Определим силы в зацеплении цилиндрической косозубой передачи [1, табл. 6.1]:

- окружная:

- радиальная:

- осевая:



Рисунок 4.1 – Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
Консольная сила от цепной передачи определена в пункте 3 F_оп = 1238 Н.

Нагрузка на вал от муфты [1, табл. 6.2]:


Строим силовую схему нагружения валов (рисунок 4.2)


Рисунок 4.2 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета допускаемые напряжения принимаем заниженными:
5.1 Предварительный расчет быстроходного вала
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при = 25 МПа [1, табл. 7.1]:

Принимаем из стандартного ряда [М.У., табл. С. 31]

Принимаем хвостовик цилиндрический под шкив, длинный по ГОСТ 12080-72:

Принимаем к установке резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79-1.1-30х52-1: t = 2,2 мм [1, табл. 7.1]; принимаем

Принимаем диаметр вала под подшипниками

Ориентируемся на установку конических роликоподшипников по ГОСТ 27365-87 легкой серии 7206:

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
5.2 Предварительный расчет тихоходного вала
Диаметр выходного конца вала [1, табл. 7.1]:

Принимаем из стандартного ряда [1, табл. 13.15]

Принимаем хвостовик цилиндрический под полумуфту, длинный по ГОСТ 12080-72:

Принимаем к установке МУВП по ГОСТ 8752-79-1.1-40х60-1: t = 2,8 мм [1, табл. 7.1]; принимаем

Принимаем диаметр вала под подшипниками

Ориентируемся на установку конических однорядных роликоподшипников по ГОСТ 27365-87 легкой серии 7210:

Диаметр вала под колесом , r = 3 мм [1, табл. 7.1]. Принимаем диаметр вала под колесом

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

6 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА (ОБЩИЙ ВИД)
В соответствии с рекомендациями [1, табл. К29] для опор валов редуктора назначаем конические однорядные роликоподшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и Параметры подшипников согласно ГОСТ 27365-87 [1, табл. К29] приведены в таблице 6.1

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 9.15] смазывание подшипников осуществляется маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость зубчатого колеса v = 1,03 м/с.

Таблица 6.1 – Параметры подшипников

Вал	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
		d	D	B	динамическая С	статическая С0
Быстроходный	7206	30	62	16	29,8	22,3
Тихоходный	7210	50	90	20	52,9	40,6

Эскизную компоновку (рисунок 6.1) выполняем в 2-х проекциях в следующей последовательности:

а) намечаем расположение проекции компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшим размером зубчатых колес;

б) на горизонтальной проекции проводим две вертикальные параллельные линии на расстоянии а, которые являются осевыми линиями валов редуктора;

в) вычерчиваем упрощенно зубчатую пару в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета, с учетом того, что шестерня выполнена за одно с валом;

г) проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии А = 10 мм от торцов колеса для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее величины А; расстояние между дном корпуса редуктора и поверхностью колес должно быть не менее А1 > 4∙А;



Рисунок 6.1 - Эскизная компоновка редуктора
д) вычерчиваем контуры подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 6.1; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в

корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм;

е) на выходных концах быстроходного и тихоходного валов вычерчиваем гнезда под подшипники, глубина гнезда l_г =  + К_i = 8 + 27 = 35 мм, где  = 8 мм – толщина стенки корпуса, а К_i = 27 мм – ширина верхнего фланца корпуса, определяемая по таблице [1, табл. 7.2] с учетом диаметра болтов d₂, соединяющих крышку с корпусом;

ж) вычерчиваем торцевые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами [1, табл. 7.2];

з) вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше; ступени выходных концов быстроходного и тихоходного валов располагаем на расстоянии 5 мм от внешнего торца крышки подшипников;

и) измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакций опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: l₁ = l₂ = 51 мм, l₃ = l₄ = 54 мм, а также между точками приложения реакций опор и консольными силами l₅ = 52 мм, l₆ = 92 мм.


7 РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
7.1 Опоры быстроходного вала
Из предыдущих расчетов: F_t1 = 3610 H, F_r1 = 1335,3 H, F_a1 = 653,6 H, d₁ = 42,68 мм, l₁ = l₂ = 51 мм, l₅ = 52 мм.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_оп= 1238 Н.

Составляющие нагрузки на вал от цепной передачи по осям





Рисунок 7.1 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов быстроходного вала редуктора

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рисунок 7.1, б):

в плоскости xz








проверка:
в плоскости yz








проверка:
Суммарные реакции опор


Эквивалентная нагрузка
P_э = (X∙V∙ P_r + Y∙P_a)∙K_σ∙K_T,
где Р_а = F_а1 = 653,6 Н;

V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

K_б = 1,1 - коэффи­циент безопасности [1, табл. 9.4];

К_Т = 1 [1, табл. 9.5] соответствует работе подшипников при t < 125°C.

Для подшипника 7206 е = 0,36 [1, табл. К29]. Рассмотрим подшипник опоры 1. > е, поэтому следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,89, Y = 1,62.

Рассмотрим подшипник опоры 2. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,8, Y = 0.

Так как Р_Э1 > Р_Э2, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 1.

Расчетная долговечность в часах:

что больше срока службы приводного устройства L_h = 34748 ч.
7.2 Опоры тихоходного вала
Из предыдущих расчетов: F_t2 = 3610 H, F_r2 = 1335,3 H, F_a2 = 653,6 H, d₂ = 207,32 мм, l₃ = l₄ = 54 мм, l₆ = 92 мм.

Нагрузка на вал от муфты

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рисунок 7.2):

в плоскости xz









проверка:



Рисунок 7.2 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов тихоходного вала редуктора
в плоскости yz








проверка:
Реакции опор от силы F_м (рисунок 7.2, е), направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:








проверка:
Суммарные реакции опор:


Эквивалентная нагрузка

P_э = (X∙V∙ P_r + Y∙P_a)∙K_σ∙K_T,

где Р_а = F_а2 = 653,6 Н;

V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

K_б = 1,1 - коэффи­циент безопасности [1, табл. 9.4];

К_Т = 1 [1, табл. 9.5] соответствует работе подшипников при t < 125°C.

Для подшипника 7210 е = 0,37 [1, табл. К29].

Рассмотрим подшипник опоры 3. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,8, Y = 0.

Рассмотрим подшипник опоры 4. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,8, Y = 0.

Так как Р_Э4 >Р_Э3, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 4.


Расчетная долговечность в часах

что больше срока службы приводного устройства L_h = 34748 ч.

8 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА (ВТОРОЙ ЭТАП)
Используем чертеж эскизной компоновки (рисунок 6.1). На данном эта­пе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали ре­дуктора, что будет, затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Геометрические размеры некоторых элементов корпуса определяем в п. 8.1, а осталь­ных - принимаем конструктивно. Основные конструктивные размеры валов и зубчатых колес определены в п. 8.2. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 1...2 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантиро­вать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой - сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.
8.1 Эскизное проектирование крышки и корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:


Принимаем:

Определяем диаметр стяжных болтов, крепящих основание корпуса и крышку редуктора:



Принимаем болты М10 по ГОСТ 7798-70.

Толщина фланца:

Ширина фланца без учета толщины стенки корпуса:

Принимаем ширину фланца:

Диаметры фундаментных болтов:

Принимаем:

Толщина нижнего пояса редуктора:

Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса:

Принимаем:

Зазор между торцом подшипника внутренней стенкой корпуса:

8.2 Проектирование колес
Шестерня, размеры которой определены выше, выполнена заодно с валом.

Геометрические параметры зубчатого колеса [1, табл. 10.2]:

- диаметр ступицы d_cm = 1,6∙d_K2 = 1,6∙60 = 96 мм;

- длина ступицы с учетом ширины зубчатого венца и длины шпонки в сопряжении «вал - ступица зубчатого колеса» l_сm = d_K2 = 60 мм;

- толщина обода δ₀ = 2,2∙m + 0,05∙b₂ = 2,2∙2 + 0,05·40 = 6,4 мм; принимаем δ₀ = 7 мм;

- толщина диска С = 0,3∙b₂ = 0,3∙40 = 12 мм;

- диаметр центровой окружности
D_отв = 0,5∙(d_f2 - 2∙δ₀ + d_cm) = 0,5∙(202,52 - 2∙7 + 96) = 142 мм;
- диаметр отверстий
d_отв = 0,25∙(d_f2 - 2∙δ₀ - d_cm) = 0,25∙(202,52 - 2∙7 - 96) = 23 мм.
8.3 Выбор муфты
Исходя из характера выполняемого производственного процесса машиной и

технического задания на проектирование привода, для соединения выходных концов выходного вала привода и тихоходного вала редуктора, установленных на общей раме, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эта муфта обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает действие пусковых нагрузок на валы.

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов и по величине расчетного вращающего момента [1, стр. 237]:

Т_р = К_р∙Т₂ = 1,25∙374,2 = 467,8 Н∙м,
где К_р = 1,25 – коэффициент режима работы [1, табл. 10.26];

Т₂ = 374,2 Н∙м – момент на тихоходном валу редуктора.

С учетом длины шпонки в сопряжении «вал – ступица полумуфты» принимаем муфту МУВП 125-32-1,1-20.1,1-УЗ ГОСТ 21424-93 [1, табл. K21].

9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для передачи крутящего момента принимаем к установке призматические шпонки по ГОСТ 23360–78 [1, К42].

Напряжения смятия [1, с. 251]:

где F_t – окружная сила на шестерне или колесе, Н∙м;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

l_p = l – b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм;

[_см] – допускаемое напряжение смятия:
[_см] = _Т/[S],
где для шпонок из стали 45 _Т = 650 МПа;

[S] = 2 – коэффициент запаса прочности [1, c. 170];

Тогда
[_см] = 650/2 = 325 МПа.



Рисунок 9.1 – Размеры шпонок

Размеры шпонок и расчет _см даны в таблице 9.1.
Таблица 9.1 - Расчет шпонок

Параметр		Место соединения
наименование	обозн.	шкив	колесо тихоходное	муфта
1 Диаметр вала, мм	d	25	60	42
2 Окружная сила, Н	Ft	1238	3610	2418
3 Длина ступицы, мм	lст	30	60	63
4 Шпонка ГОСТ 23360-78 - размеры, мм	bh t1 t2 lp	8732 4 3,3 24	181140 7 4,4 22	12850 5 3,3 38
5 Напряжения, МПа	см	20	49	25,3

Условия выполняются.

10 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечении и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ≥ [s].

Результирующий коэффициент запаса прочности:

где s_σ и s_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому средние напряжения цикла σ_m = 0) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по нулевому циклу)

где σ_а и τ_а - амплитуды напряжений цикла;

σ_m и τ_m - средние напряжения цикла;

Ψ_σ и Ψ_τ - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

К_σD и K_τD - коэффициенты концентрации напряжений для данного се­чения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала



где K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d – коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности;

K_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
10.1 Уточненный расчет быстроходного вала
Быстроходный вал (рисунок 7.1) - Материал вала сталь 40Х, термическая обработка – улучшение и закалка. При диаметре заготовки до 125 мм (в нашем случае d_аl = 46,68 мм) предел прочности σ_в = 900 МПа [3, табл. 10.2].

Пределы выносливости материала

σ_-1 ≈ 0,43∙σ_в = 0.43∙900 = 387 МПа,

τ_-1 ≈ 0,58∙σ_-1 = 0.58∙387 = 224 МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d_в1 = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: К_σ = 2,15 и К_τ = 2,05 [1, табл. 11.2]; K_d = 0,90 [1, табл. 11.3]; K_F = 1,0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0,32...0,16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1,0 (поверх­ность с упрочнением) [1, табл. 11.5], Ψ_τ = 0,05 [1, табл. 11.5].

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 7.1):

где l_ш = 32 мм – длина шпонки;

F_оп = 1238 Н – сила нагрузки от цепной передачи.

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_в1 = 25 мм; ширина шпоночного паза b = 8 мм, а его глубина t₁ = 4 мм [1, табл. 7.1]):


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:


Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении d_п1 = 30 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным на­тягом: K_σ/ε_σ = 3,5, K_τ/ε_τ = 2,5 [1, табл. 11.2]; K_F = 1,0 (шерохова­тость поверхности R_a = 0,32...0,16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v= 1,3 (поверхность с упрочнением) [1, табл. 11.5]; Ψ_τ = 0,05 [1, табл. 11.5].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 7.1):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_п1 = 30 мм)


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Прочность вала обеспечена.
10.2 Уточненный расчет тихоходного вала
Тихоходный вал (рисунок 7.2) - материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение.

Наибольший диаметр вала [1, табл. 14.1]

где d_к2 = 60 мм; с = 3 [1, табл. 14.1].

При диаметре заготовки  80 мм предел прочности σ_в = 890 МПа [1, табл. 3.2].

Пределы выносливости материала

σ_-1 ≈ 0,43∙σ_в = 0,43∙890 = 383 МПа,

τ_-1 ≈ 0,58∙σ_-1 = 0,58∙383 = 222 МПа.

Сечение В-В. Диаметр вала в этом сечении d_к2 = 60 мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса - вал». Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом К_σ/ε_σ = 4,6 и К_τ/ε_τ = 3 [1, табл. 11.2]; K_F = 1,5 (шеро­ховатость поверхности R_a = 2,5...0,63 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1,0 (поверхность без упрочнения) [1, табл. 11.5]; Ψ_τ = 0,05 [1, табл. 11.5]. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза К_σ = 2,15 и К_τ = 2,05 [1, табл. 11.2]; K_d = 0,78 [1, табл. 11.3]; отношения К_σ/K_d = 2,15/0,78 = 2,75 и К_τ/K_d = 2,05/0,78 = 2,63 [1, табл. 11.2]. При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 7.2):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 60 мм; ширина шпоночного паза b = 18 мм, а его глубина t₁ = 7 мм [1, табл. 11.1]):




Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Г-Г. Диаметр вала в этом сечении d_в2 = 42 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: К_σ = 2,15 и К_τ = 2,05 [1, табл. 11.2]; K_d = 0,85 [1, табл. 11.3]; K_F = 1,5 (шеро­ховатость поверхности R_a = 2,5...0,63 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1,0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5]; Ψ_τ = 0,05 [1, табл. 11.5].

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:


Изгибающий момент (рисунок 7.2):

где l_ш = 50 мм – длина шпонки;

F_м = 2418 Н – сила нагрузки на вал от муфты.

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 42 мм; ширина шпоночного паза b = 12 мм, а его глубина t₁ = 5 мм [1, табл. 11.1]):


Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Д-Д. Диаметр вала в этом сечении d_п2 = 50 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным на­тягом: K_σ/K_d = 4,6, K_τ/K_d = 3 [1, табл. 11.2]; K_F= 1,0 (шерохова­тость поверхности R_a = 0,32...0,16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v= 1,0 (поверхность без упрочнения) [1, табл. 11.5]; Ψ_τ = 0,05 [1, табл. 11.5].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 7.2, ж):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_п2 = 50 мм)




Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Прочность вала обеспечена.

11 ВЫБОР И РАСЧЕТ СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Так как окружная скорость зубчатого колеса v = 1,03 м/с, то смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,5 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По табл. 10.29 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_н = 632,8 МПа и скорости до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 10 мм²/с. По табл. 10.29 [1] принимаем масло индустриальное И-Г-С 100 ГОСТ 17479.4-87.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [1, с. 262], периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.