Курсовая работа (т): Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

Рабочая длина шпонки:

lp>=2∙1905380/85∙(14-9)∙80=112,08 мм

Общая длина шпонки

lш=lp+112,08+25/2=124,58 мм

Примем по ряду стр. 302 lш=125

Расчетная длина вала (уточняется по принятой муфте)

lв=125+5=130 мм.

Рабочая длина шпонки:

lp>=2∙1905,38∙950/100∙(16-10)∙120=50,28 мм

Общая длина шпонки:

lш=lp+в=50,28+28=78,28 мм

Принимаем по ряду lш=80 мм

7.2 Промежуточный вал

Определяем диаметр вала под червячным колесом:

d≥³=√16∙496950/3,14∙19=51,1 мм

Принимаем d=52 мм стр. 296, где T3=496,95 Н·м=496950 Н·мм.

[τ]=19 для стали шестерни 40Х.

Подбираем шпонку для d=52 мм: b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм, t2=4,3

Рабочая длина

lp>=2∙496950/52∙(10-6)∙120=39,82 мм

Общая длина lш=lp+в=39,82+16=55,82 мм

Принимаем lш=56 мм по ряду стр. 303

Назначаем диаметр под втулку Æ51; и под подшипник Æ50.

Принимаем подшипник № 7310: d=50; Д=110; T=29,5; B=29; с=23; C=100 кН; С0=75,5 кН.

Другие диаметры назначаем конструктивно Æ62 и Æ60.

Длины вала x1 и x2 назначаются после конструктивной проработки (прочерчивания) на миллиметровке. В том числе прочерчивается и вид сбоку (справа) редуктора.

7.3 Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса

Для зубчатого:

диаметр ступицы:

Дст=1,5·dв+10=1,5∙100+10=160=160 мм

толщина обода:

δ0=2,5·mn+2=2,5·4+2=12=12 мм

Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса показана на рис. 6.

Рисунок 6. Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса.

Для червячного колеса: стр. 431:

Dст=1,5·dв+10=1,5∙52+10=88=88 мм

δ0=2,5·m+2=2,5∙10+2=27 мм

·m+1=2∙10+1=21 мм

d==50/4=12,5 мм

h==13/2=6 мм

Ra=30

Rf=52

7.4 Выбор и конструирование крышек для подшипников

На тихоходный вал принимаем в качестве сквозной крышки: крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (по ГОСТ 11641-73) стр. 166 [4];

Крышка 2-200 х 97 ГОСТ 11641-73.

В качестве глухой крышки: торцовую глухую крышку cтр. 149 [4]:

Крышка 22-200 ГОСТ 18511-73

На промежуточный вал : торцовые глухие крышки стр. 149 [4]:

Крышка 22-110 ГОСТ 18511-73

Т.к. межосевое расстояние между валами мало для наружных диаметров крышек, то выполняются лыски:

Если же и это не проходит, то

Конструируем закладные крышки,

Рекомендации стр. 338 и 438.

Конструкция крышек для подшипников показана на рис. 7.

Рисунок 7. Конструкция крышек для подшипников

8. Выбор муфты

Расчетный вращающий момент ф. 15.2.

Тр=kр×Тном4                                                                                 (8.1)

kр=1,5-коэффициент режима работы для цепного транспорта т. 15.1.

Тном4-номинальный вращающий момент на 4-м валу, который можно определить

Тном4=·ηрем·ηчерв·ηзуб=7500/2,79∙0,95∙0,9∙0,96=2206,452Н·м   (8.2)

Рном=7,5 кВт - номинальная мощность двигателя.

Тр =1,5×2206,452=3309,678 Н·м.

Для данных нагрузок и скоростей подходят муфты: кулачково-дисковые по ГОСТ 20720-75, цепные по ГОСТ 20742-81, зубчатые по ГОСТ 5006-55.

Цепные т.15.3 не проходят по нашим характеристикам Тр=3309,678 Н·м и d=85 мм.

Зубчатая тоже не подходит, поэтому проверяем параметры кулачково-дисковой стр. 198 [4]. Принимаем муфту: Тр=3309,678 Н·м; d=85 мм.; пmах=4000; c=3,5 тип 1 исполнение 2, ряд 2, т.е.: L=280; l=130; D1=310

Длина вала под полумуфту будет (280-5):2=137,5 мм.

Ранее рассчитанные размеры Lр=112,08 мм.

Поэтому принимаем материал шпонки [σ]см=120 МПа, тогда рабочая длина Lр=48,18 мм; общая длина Lш=48,18+(25/2)=60,7. Принимаем по ряду Lш=63 и длина вала L=71.

Остальные параметры: Анурьев В.И. Издание 4, том 2, стр. 116-118.

По рекомендациям стр. 178-179 (Левятов Д. С. Расчеты и конструирование Д. М.)

D1=(2,5÷3)·d=2,75∙85=233,75=250 мм

DC=1,6·d+10=1,6∙85+10=146=160 мм

h=(0,3÷0,45)·d=0,4∙85=34 мм

Размеры проверяем по допускаемому давлению на поверхности выступов.

Pmax=≤[p]                                                    (8.3)

Pmax=12∙3309,678/(0,034∙(2∙0,25+0,09)∙(0,25-0,09))=12101752 Па=12 МПа

[Р]=(10¸15) МПа для стальной герметически не обработанной муфты;

[Р]=(15¸30) МПа для закаленной, стальной, работающей со смазкой муфты.

Принимаем первую.

Конструкция муфты показана на рис. 8.

Рисунок 8. Конструкция муфты

9. Проверочные расчеты

.1 Проверка тихоходного вала на сопротивление усталости

.1.1 Расчетная схема

Ft=10632,7 H-окружное усилие

Fr=3853,1 H-радиальное усилие

Тu=1905,38 Н·м-крутящий момент на валу.

Fk=13·=13∙3√1905,382=1998,01 Н - радиальная сила от муфты, приложена в середине под полумуфтой, направление как у Ft.

.1.2 Определение опорных реакций в вертикальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов

ΣМD=0

FK·410-RBв·287,5+Ft·215=0

RBв=(1998∙410+10632,7∙215)/287,5=10801 Н

ΣМB=0

FK·122,5-Ft·72,5+RDв·287,5=0

RDв=(10632,7∙72,5-1998,01∙122,5)/287,5=1830 Н

Проверка:

FK+RDв+RBв-Ft=0

1998+1830+10801-10632,7=0

Изгибающие моменты:

В точке В:

МuB=-Fk·122,5·10-3=-1998,01∙0,1225=-245 Н·м

В точке Г:

МuГ=RDв∙215∙10-3=1830∙0,215=393 Н·м

9.1.3 Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости и построение эпюры изгибающих моментов

ΣМD=0

RBг·287,5-Fr·215=0

RBг=3853,1∙215/287,5=2881,4 Н

ΣМB=0

Fr·72,5-RDГ·287,5=0

RDг=3853,1∙72,5/287,5=971,7 Н

Проверка:

RBг+Fr-RDг=0

2881,4+3853,1-971,7=0

Изгибающие моменты: в точке Г

МuГ=-RBг∙72,5∙10-3=2881,4∙72,5∙10-3=-208,9 Н·м

9.1.4 Построение эпюры суммарных изгибающих моментов для горизонтальной и вертикальной плоскостей

Эпюра суммарных изгибающих моментов показана на рис. 9.

Рисунок 9. Эпюра суммарных изгибающих моментов

Суммарная точка это точка Г:

МuΣ==√3932+-2452=463,1 Н·м

9.1.5 Построение эпюры крутящих моментов Т4=2572,9 Н·м

В соответствии с эпюрами МuΣ и Mкр опасным сечением, подлежащим проверке на сопротивление усталости является сечение Г. Здесь два концентратора напряжений: шпоночная канавка и посадка с натягом. Доминирующее значение имеет шпоночная канавка, поэтому в расчет принимаем ее.

9.1.6 Расчет на сопротивление усталости

Принимаем материал вала сталь 45: по т.4.5- длина любая, диаметр любой, σв=600 МПа, нормализация, НВсердцевины=179-207, σТ=320 МПа.

Общий коэффициент запаса прочности стр.297:

S=                                                                              (9.1)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

                                                               (9.2)

По касательным:

                                                                (9.3)

Предел выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения стр. 297 для нашей стали:

σ-1=0,43·σв=258 МПа

τ-1=0,58·σ-1=0,58·258=149,64 МПа

Эквивалентные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении kσ=1,6; kτ=1,635-принимаем для валов со шпоночными канавками стр. 300 интерполяцией для стали σв=600 МПа.

Масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений стр. 298 принимаем по т.11.6: εσ=0,7; ετ=0,59.

β-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем β=1, стр. 298.

Коэффициенты ψσ=0,05; ψτ=0 принимаем по данным стр. 299.

Амплитуда циклов нормальных напряжений (стр. 298) для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при изгибе (стр. 300).

σа=                                                                         (9.4)

Wнетто=                                                      (9.5)

Wнетто=3,14∙0,1003/32-0,028∙0,01∙(0,100-0,01)2/2∙0,100=0,000087 м3

σа=463,1/0,000087=5322989 Па=5,32 МПа

Амплитуда циклов касательных напряжений стр.299 для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при кручении (стр.300).

τа=                                                                  (9.6)

Wкнетто=                                                       (9.7)

Wкнетто=3,14∙0,1003/16-0,028∙0,01∙(0,100-0,01)2/2∙0,100=0,000185 м3

τа=1905,38/(2∙0,000185)=5149676Па=5,15 МПа

Среднее напряжение нормальных напряжений:

σm==0                                                                              (9.8)

Поэтому:

Sσ=258∙106/(1,6/(1∙0,7))∙5,32∙106+0,05∙0=21,22

Sτ=149,64∙106/(1,635/0,59)∙5,15∙106=10,485

S=21,22∙10,485/√21,222+10,4852=9,40-коэффициент запаса

Допускаемое S=2,5÷3 т.е. проходит.

9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

n4=n5=26,62 об/мин                                                                      (9.9)

Значит, проверяем по динамической грузоподъемности (при n>10 об/мин).

Номинальная долговечность в часах:

Lh=                                                                               (9.10)

p=3 для шарикоподшипников;

n=26,62 об/мин;

с=153 кН- динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу стр.351 (№ 319);

p=Fr·V·кб·кm-эквивалентная нагрузка;

V=1-коэффициент вращения колец подшипника;

Кб=1,5-т.12.27 для редукторов;

Кт=1,05-для температуры 125º;

Fr==√108012+2881,42=11179 Н (9.11)

Lh=106/(60∙26,62)∙(153000/(11179∙1∙1,5∙1,05))3=410840 час

При годовой работе 7008 часов ресурс работы 59 года=410840/7008.

10. Расчет размеров корпуса редуктора и элементов редуктора

Смотри стр.413-454 [1], стр.210-230 [3], стр.240-251 [3], стр.477-481 [5].

Рекомендуемые зависимости приведены на примере одноступенчатого редуктора по корпусу (Рис. 10):

Рисунок 10. Одноступенчатый редуктор

dб=≥10 мм

к=2,7·dб

dф=1,25·dб или=0,036·а+12

h1-принимается после прочерчивания

Число фланцевых болтов dф при межосевом расстоянии:

а=100÷350 п=4

а=400÷500 п=6

Диаметры фланцевых болтов даны в таблице 1.

Таблица 1. Диаметры фланцевых болтов

Геометрические параметры редуктора сведены в таблицу 2.

Таблица 2. Геометрические параметры редуктора

По принятым расчетным параметрам прочерчивается редуктор.

11. Ориентировочный расчет конической вал-шестерни

В соответствии с рекомендациями стр.316-321 разрабатываем следующую конструктивную схему (рис. 11).

Рисунок 11. Конструктивная схема

Ход расчета ориентирован на предыдущие рекомендации диаметр вала по муфте и конической шестерни по размерам предыдущих расчетов.

Диаметр под сальник dc=100

Диаметр под резьбу: гайки круглые шлицевые ГОСТ 11871-66, М=105х2.

Диаметр под подшипник №7522 d=110, D=200, Т=56, В=53, С1=46, стр.134[4].

Конструкция крышек ориентируется на стр.116[4].

Схема подшипников (Рис. 12): установка стр. 436[1], L=(2-2,5)l).

Рисунок 12. Схема подшипников

Размер к принять конструктивно.

По принятым расчетным параметрам прочерчивается узел вал- шестерни.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Был спроектирован привод к вертикальному валу цепного конвейера.

Произведен расчет на прочность. Удовлетворяет предъявленным требованиям. Выполнены чертежи составляющих редуктора. Поставленная цель достигнута. Задание выполнено.

Список использованной литературы

1. Чернавский С. А. «Проектирование механических передач» 1984 г.

. Куклин Н. Г. «Детали машин» 1984 г.

. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 1991г.

. В. И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» т. 2, 1978 г.

. В. И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроит