Курсовая работа (т): Привод пластинчатого конвейера

шестерни: df1 = d1 - 2,5m = 84 - 2,5·2,0 = 79 мм.

колеса: df2 = d2 - 2,5m = 416 - 2,5·2,0 = 411 мм.

Ширину шестерни принимаем b1 = 40 мм.

Силы в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:

Окружная:          Ft = 2·T2 / d2 = 2·538,7·103 / 416 = 2163,5 Н.

Радиальная: Fr = Ft tgα = 2163,5·tg 20º = 787,5 Н.

Окружная скорость в зацеплении:

 = π·d2·n2 / 6·104 = 3,14·416·145,4/6·104 = 3,2 м/с.

С учетом этого выбираем степень точности передачи - 9.

Для выбранной степени точности коэффициент KFα = 1,0

Коэффициент KFV = 1,4 (для HB<350)

Коэффициенты форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.10]

YF1 = 3,7 (для z1 = 42)

YF2 = 3,59         (для z2 = 208)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле [1,стр.24]:

σF2 = KFα KFV YF2 Ft / (b2m) = 1,0*1,4*3,59*2163,5 / (35*2,0) = 155,3 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

σF1 = σF2YF1 / YF2 = 155,3*3,7 / 3,59 = 160,1 МПа.

Так как σF1 < [σ]F1 и σF2 < [σ]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.

Произведем проверку зубьев по контактным напряжениям.

Определим действующее контактное напряжение по формуле:

Где KHα = 1,0 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(для прямозубых колес).

KHV = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки (для HB < 350).

Тогда получим:

σH = 436= 431,8 МПа.

Так как σН < [σ]Н = 483,3 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

5. Предварительный расчет валов

вал деталь редуктор шпоночный

Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле

dв1 = (7…8)· = (7…8) · = 33,8…38,6 мм.

Принимаем dв1 = 36 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 40 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп1 = 45 мм.

Диаметр вала принимаем d1 = 50 мм.

Шестерню выполняем заодно с валом.

Предварительно определим диаметр промежуточного вала по формуле:

в2 = (6…7)· = (6…7) · = 49…57 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп2 = 55 мм.

Диаметр вала принимаем d2 = 60 мм.

Диаметр посадки ведомого колеса и ведущей шестерни тихоходной передачи принимаем конструктивно dк2 = 60 мм.

Диаметр ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

ст2 = (1,2…1,6)·dк2 = (1,2…1,6)*60 = 72…96 мм.

Принимаем dст2 = 96 мм.

Длина ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

ст2 = (1,0…1,5)·dк2 = (1,0…1,5)*60 = 60…90 мм.

Принимаем Lст2 = 60 мм.

Предварительно определим диаметр выходного конца тихоходного вала по формуле:

в3 = (5…6)· = (5…6) ·  = 63,7…76,4 мм.

Принимаем dв3 = 70 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп3 = 75 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп3 = 80 мм.

Диаметр посадки ведомого колеса принимаем конструктивно dк3 = 95 мм.

Диаметр ступицы ведомого колеса тихоходной передачи:

ст3 = (1,2…1,5)·dк3 = (1,2…1,6)*95 = 114…152 мм.

Принимаем dст3 = 148 мм.

Длина ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

ст3 = (1,0…1,5)·dк3 = (1,0…1,5)*95 = 95…142,5 мм.

Принимаем Lст3 = 100 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по формуле:

a = + 3

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

 = aw + daБ2/2 + daТ2/2

где daБ2 - наибольший диаметр ведомого колеса быстроходной передачи:

daБ2 = 420 мм.

daТ2 - наибольший диаметр ведомого колеса тихоходной передачи:

daТ2 = 407 мм.

Тогда

L= 250 + 420/2 + 407/2 = 663,5 мм.

a = + 3 ≈ 12 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами быстроходного вала предварительно примем

L1 = (2…3)b2Б = (2…3)*30 = 60…90 мм.

Принимаем L1 = 80 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами промежуточного вала предварительно принимаем:

L2 = b2Б + 5×a + b2Т + 4×B

где b2Т = 80 мм - ширина колеса тихоходной передачи,

B - ширина подшипников качения, предварительно задаемся B = 25мм.

Тогда L2 = 30+5*12+80+4*25 = 270 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами тихоходного вала предварительно принимаем

L3 = (1,5…2)*b2Т = (1,5…2)*80 = 120...160 мм.

Принимаем L3 = 160мм.

Определим толщину стенок корпуса и крышки:

δ = 1,8 = 1,8 = 12,1 мм.

Принимаем δ = 12 мм.

Определим толщины фланцев корпуса и крышки:

для корпуса: sf1 = 1,2·δ = 1,2*12 = 14 мм.

для крышки:sf2 = δ = 12 мм.

Определим толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

0 = 1,5·δ = 1,5*12 = 18 мм.

Определим диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

 ³ 1,25 = 1,25 = 15,9 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

диаметр фундаментных болтов:

Dф  1,25d = 1,25*16 = 20 мм.

Принимаем фундаментные болты с резьбой M20.

Принимаем диаметр болтов крышек подшипников принимаем конструктивно: d0 = 10 мм.

Предварительная компоновка редуктора показана на рисунке 3.

Рисунок 3 - Предварительная компоновка редуктора

7. Прочностной расчет валов

.1 Расчет быстроходного вала

На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила, возникающая от несоосности концов валов соединяемых муфтой.

Крутящий момент на валу T = 112,2 Нм.

Силы, действующие в зубчатых зацеплениях:

Окружная:          Ft = 2163,5 Н.

Радиальная: Fr = 787,5 Н.

Консольная сила, действующая на выходной конец вала возникающая от несоосности концов валов соединяемых муфтой составит:

FK = (50…125) = (50…125)  = 530…1320 Н.

Принимаем FK = 800

Размеры согласно компоновочной схеме:

L11 = 40 мм; L12 = 40 мм. L0 = 100 мм.

Определим реакции в опорах из уравнений статики.

Рассмотрим действие сил в плоскости Y0Z.

SMx(D) = 0(L0+L11+L12)-RBy(L11+L12)+FrL12 = 0

Отсюда RBy = (FrL12+ FK(L0+L11+L12))/(L11+L12)= (787,5*40+800*(100+40+40))/(40+40) = 2193,8 Н.

SMx(B) = 0

RDy(L11+L12)-FrL11+FKL0 = 0

Отсюда

RDy = -(FrL11-FKL0)/(L11+L12) = -(787,5*40-800*100)/(40+40) = 606,3 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

 = -FKL0 = -800*0,1 = -80.

MC = -FK(L0+L11)+RByL11 = -800(0,1+0,04)+2193,8*0,04 = -24,2 Н*м.

MD = 0.

Рассмотрим действие сил в плоскости X0Z.

SMy(D) = 0

RBx(L11+L12)+FtL12 = 0

Отсюда RBx = FtL12/(L11+L12) = 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.

SMx(B) = 0(L11+L12)-FtL11 = 0

Отсюда RDx = FtL11/(L11+L12) = 2163,5*0,04/(0,04+0,04) = 1081,8 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

 = MB = 0.

MC = RBxL11 = 1081,8*0,04 = 43,3 Н*м.

MD = 0.

Суммарные реакции в опорах составят:

 = = = 2446 Н.

RD = = = 1240,1 Н.

Рисунок 4 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B (шейка подшипника качения).

экв = + T = + 112,2 = 192,2 Н*м.

Предварительно принимаем материал вала - Сталь 40Х. Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([τ] = 115 МПа) для материала вала по формуле:

d ≥  =  = 0,026 м = 26 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

.2 Расчет промежуточного вала

На вал действуют силы от быстроходной передачи:

Fr1 = 787,5Н.

Ft1 = 2163,5 Н.

и силы от тихоходной передачи:

Fr2 = 3138 Н.

Ft2 = 8620,9 Н.

Определим реакции в опорах для плоскости Y0Z из уравнений статики.

ΣM(B) = 0.- Fr2(L22+L23) - Fr1·L23 = 0.

Тогда= (Fr2(L22+L23) + Fr1·L23) / L2= (3138*(0,15+0,04)+787,5*0,04) / 0,27 = 2324,9 Н.

ΣM(A) = 0.·L21 + Fr1(L21+L22) - RByL2 = 0.= (Fr2·L21 + Fr1(L21+L22)) / L2

RBy = (3138*0,08 + 787,5*(0,08+0,15))/0,27 = 1600,6 Н.

Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.

MC= -RAyL21 = -2324,9*0,08 = -186 Нм.= -RAy(L21+L22)+Fr2·L22 = -2324,9*(0,08+0,15)+3138*0,15 = -64 Нм= 0 Нм.

Определим реакции в опорах для плоскости X0Y из уравнений статики.

ΣM(B) = 0.

RAxL2 + Ft2(L22+L23) - Ft1·L23 = 0.= (Ft2(L22+L23) - Ft1·L23) / L2= (8620,9*(0,15+0,04) - 2163,5*0,04) / 0,27 = 5746 Н.

ΣM(A) = 0.

Ft2·L21 + Ft1(L21+L22) - RBxL2 = 0.= -(Ft2·L21 - Ft1(L21+L22)) / L2 = -(8620,9*0,08-2163,5*(0,08+0,15))/0,27 = -711,4 Н.

Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости X0Y.

 = RAxL21 = 5746*0,08 = 459,7 Нм.

MD = RAx(L21+L22) - Ft2·L22 = 5746*(0,08+0,15) - 8620,9*0,15 = 28,4 Нм.

MB = 0 Нм.

Рисунок 5 - эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала

Суммарные реакции в опорах составят:

RA =  = = 6198,5 Н.

RB =  = = 1751,6 Н.

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке С (в котором действует наибольший изгиб. момент).

Mэкв = + T2 = + 538,7 = 1035 Нм.

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение для промежуточного вала [τ] = 115 МПа (материал вала Сталь 40Х по ГОСТ 1050):

Тогда для сечения в точке “С” имеем:

dC = = = 0,045 м = 45 мм.

Принятый ранее диаметр вала больше допускаемого расчетного, следовательно, условие прочности выполняется.

7.3 Расчет тихоходного вала

На вал действуют силы от зубчатой прямозубой передачи и консольная сила от цепной передачи.

Крутящий момент на валу T = 2069,25 Нм.

Силы, действующие в зубчатом зацеплении:

Окружная:          Ft = 8620,9 Н.

Радиальная: Fr = 3138 Н.

Консольная сила, действующая на выходной конец вала от цепной передачи согласно ГОСТ Р 50891-96 составит:

FK = 250 = 250  = 10393,8 Н.

Размеры согласно компоновочной схеме:

L13 = 80 мм; L14 = 80 мм. L4 = 100 мм.

Определим реакции в опорах из уравнений статики.

Рассмотрим действие сил в плоскости Y0Z.

SMx(D) = 0(L4+L13+L14)-RBy(L13+L14)+FrL14 = 0

Отсюда RBy = (FrL14+ FK(L4+L13+L14))/(L13+L14)= (3138*80+10393,8*(100+80+80))/(80+80) = 18458,9 Н.

SMx(B) = 0

RDy(L13+L14)-FrL13+FKL4 = 0

Отсюда

RDy = -(FrL13-FKL4)/(L13+L14) = -(3138*80-10393,8*100)/(80+80) = 4927,1 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

 = -FKL4 = -10393,8*0,1 = -1039,4.

MC = -FK(L4+L13)+RByL13 = -10393,8(0,1+0,08)+18458,9*0,08 = -394,2 Н*м.

MD = 0.

Рассмотрим действие сил в плоскости X0Z.

SMy(D) = 0

RBx(L13+L14)+FtL14 = 0

Отсюда RBx = FtL14/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.

SMx(B) = 0(L13+L14)-FtL13 = 0

Отсюда RDx = FtL13/(L13+L14) = 8620,9*0,08/(0,08+0,08) = 4310,5 Н.

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов в рассматриваемой плоскости.

 = MB = 0.

MC = RBxL13 = 4310,5*0,08 = 344,8 Н*м.

MD = 0.

Рисунок 6 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов, действующих на вал

Суммарные реакции в опорах составят:

 = = = 18955,5 Н.

RD = = = 6546,5 Н.

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B (шейка подшипника качения).

экв = + T = + 2069,25 = 3108,6 Н*м.

Предварительно принимаем материал вала - Сталь 45. Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение ([τ] = 100 МПа) для материала вала по формуле:

d ≥  =  = 0,068 м = 68 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

8. Подбор и расчет подшипников на долговечность

.1 Подбор и расчет подшипников быстроходного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=2446 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №209 (d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=33,2кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

э = μE∙R∙V∙Kσ∙KT

Где Kσ = 1,3 - коэффициент безопасности (режим работы с умеренными толчками);

KT = 1,0 - температурный коэффициент (работа подшипника при t <).

V = 1,0 коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).

μE - коэффициент учитывающий график нагрузки:

μE = = = 0,771

Тогда

PЭ = 0,771*2446*1,0*1,3*1,0 = 2451,6 Н.

Число оборотов вала n = 727 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23×()3 = 0,75*()3 = 22701,3 ч.

где a23 = 0,75 - коэффициент, учитывающий качество металла колец (для шарикоподшипников).

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

.2 Подбор и расчет подшипников промежуточного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=6198,5 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №211 (d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=43,6 кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

э = μE∙R∙V∙Kσ∙KT = 0,771*6198,5*1,0*1,3*1,0 = 6212,8 Н.

Число оборотов вала n = 145,4 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23×()3 = 0,75*()3 = 29712,8 ч.

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

8.3 Подбор и расчет подшипников быстроходного вала

Произведем расчет подшипника для опоры в точке “B”, как наиболее нагруженной (радиальная нагрузка в опоре R=18955,5 Н). Учитывая условия работы вала редуктора (отсутствие осевой силы) для опор предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №216 (d=80мм, D=140мм, B=26мм, C=70,2 кH).

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

э = μE∙R∙V∙Kσ∙KT = 0,771*18955,5*1,0*1,3*1,0 = 18999,1 Н.

Число оборотов вала n = 36,35 об/мин.

Долговечность работы подшипника определим по формуле:

L = a23×()3 = 0,75*()3 = 17346,7 ч.

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh=7621,2 ч следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Звездочку цепной передачи, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания шпонками. Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки. Применяем шпонки призматические со скругленными торцами (рисунок 7). Их размеры зависят от диаметров валов. Материал шпонок - сталь 40 нормализованная.

Рисунок 7 - Шпоночное соединение

Все длины шпонок мы выбираем из стандартного ряда длин.

Проверку прочности соединения проведем из условия прочности на смятие

σ =  ≤ [σсм],

где [σсм] - допускаемое напряжение смятия,

[σсм] = 210 МПа для материала шпонок - стали 40.

T - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм.

Расчет шпонки быстроходного вала.

Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ 23360-78:

диаметр вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 36 мм;

размеры шпонки: длина l = 50 мм; ширина b =12 мм; высота h =8 мм;

глубина паза вала t1 = 5 мм

Крутящий момент на валу T = 112,2 Н×м.

σ = = 52,4 МПа.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонки промежуточного вала.

Крутящий момент на валу Т=538,7 Н∙м

Расчет шпонки ведомого колеса на промежуточном валу: