Проектирование привода ленточного / Курсовой проект по Деталям Машин (вар. 415-8)/My_Записка.doc

Факультет РК

Кафедра Детали машин

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту на тему:

Проектирование привода ленточного

транспортера.

Задание ДМ 415. Вариант 8.

ДМ 415-08.00.00 ПЗ

Студент (Дегтярев С.В.) Группа Э8-62

Руководитель проекта (Шешулина Н.Б.)Содержание:

Техническое задание. 4

1. Анализ схемы привода. 5

2. Кинематические расчеты. 5

2.1. Выбор электродвигателя. 5

2.2. Определение частоты вращения приводного вала. 5

2.3. Определение общего передаточного отношения привода. 5

2.4. Определение вращающего момента на тихоходном валу. 5

3. Расчет передач. 5

3.1. Расчеты цилиндрической зубчатой передачи. 5

3.2. Результаты расчета на ЭВМ. 6

3.3. Выбор материала и варианта термообработки. 6

4. Разработка эскизного проекта. 9

4.1. Диаметры валов. 9

4.2. Выбор типа подшипников. 9

4.3. Выбор схем установки подшипников. 9

5. Расчет подшипников. 10

5.1. Расчет подшипников на промежуточном валу. 10

5.1.1. Определение сил, нагружающих подшипник. 10

5.1.2. Выбор подшипника. 11

5.1.3. Расчет на ресурс. 11

5.1.4. Подбор посадки подшипника. 12

5.2. Расчет подшипников на тихоходном валу. 13

5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипник. 13

5.2.2. Выбор подшипника. 14

5.2.3. Подбор посадки подшипника. 14

5.3. Расчет подшипников приводного вала. 15

5.3.1. Силы, нагружающие подшипник. 15

5.3.2. Выбор подшипника. 16

5.3.3. Подбор посадки подшипника. 16

6. Расчет шпоночных соединений. 17

6.1. Соединение колеса с промежуточным валом. 17

6.2. Шпонка на валу электродвигателя. 17

6.3. Шпонка на тихоходном валу. 18

6.4. Соединение колеса с тихоходным валом. 18

6.5. Шпонка на приводном валу. 18

7. Расчёт валов на прочность. 20

7.1. Прочность промежуточного вала. 20

7.1.1. Статическая прочность. 20

7.2. Прочность тихоходного вала. 23

7.2.1. Статическая прочность. 23

7.2.2. Усталостная прочность. 24

7.3. Прочность приводного вала. 26

7.3.1. Статическая прочность. 26

7.3.2. Усталостная прочность. 27

8. Выбор смазочных материалов. 29

8.1. Уплотнительные устройства. 29

9. Корпусные детали. 30

10. Расчет упругого элемента. 31

11. Расчет упруго-компенсирующей муфты. 32

12. Список литературы. 34

1. Анализ схемы привода.

Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического соосного двухпоточного редуктора и приводного вала с барабаном и муфтой.

В ходе проектирования транспортера были приняты следующие конструктивные решения: для выравнивания нагрузки по потокам использованы сборные зубчатые колеса со встроенными в них цилиндрическими пружинами сжатия.

2. Кинематические расчеты.

2.1. Выбор электродвигателя.

Выбираем электродвигатель, ближайший по мощности с синхронной частотой 702 об/мин - АИР 100L8/702.

2.2. Определение частоты вращения приводного вала.

2.3. Определение общего передаточного отношения привода.

2.4. Определение вращающего момента на тихоходном валу.

3. Расчет передач.

3.1. Расчеты цилиндрической зубчатой передачи.

Расчеты цилиндрической зубчатой передачи проводятся по следующим формулам:

коэффициент ширины: , где ;

межосевое расстояние: ; (далее a_w1=a_w2)

делительный диаметр: ;

модуль передачи: ;

суммарное число зубьев: ;

угол наклона: ;

число зубьев шестерни: ;

фактическое передаточное число: .

3.2. Результаты расчета на ЭВМ.

3.3. Выбор материала и варианта термообработки.

В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Так как момент на тихоходном валу мал, то не следует выбирать твердые колесо и шестерню.

Принимая во внимание твердость колес, суммарную цену и массу привода, а так же внешний делительный диаметр быстроходной шестерни выбираем 13-й вариант термообработки.

Твердость шестерен и колес в выбранном варианте: соответственно.

Материал для изготовления колес - сталь 40Х.

4. Разработка эскизного проекта.

4.1. Диаметры валов.

Быстроходный вал:

Принимаем .

Промежуточный вал:

Тихоходный вал:

Окончательно диаметры участков валов принимаем:

быстроходный вал:

; ; .

промежуточный вал:

; .

тихоходный вал:

; ; .

4.2. Выбор типа подшипников.

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае - это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

4.3. Выбор схем установки подшипников.

Для опор промежуточного и тихоходного валов применим схему «враспор».

Приводной вал проектируем, как вал с «плавающей» опорой.

5. Расчет подшипников.

5.1. Расчет подшипников на промежуточном валу.

5.1.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

Силы, действующие в зацеплении:

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении:

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости:

Реакции в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции.

5.1.2. Выбор подшипника.

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 204.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

5.1.3. Расчет на ресурс.

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения ||| [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,26

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=1,68

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].

, следовательно, выбранный подшипник 204 подходит.

5.1.4. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.2. Расчет подшипников на тихоходном валу.

5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

Силы, действующие в зацеплении:

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений.

Длины участков вала.

В горизонтальной плоскости силы, действующие в зацеплении, взаимно компенсируют друг друга.

Силы, действующие в вертикальной плоскости:

Полные реакции:

Определение эквивалентной нагрузки:

Опора 1.

Опора 2.

Значит, дальнейший расчет будет вестись по опоре 1.

5.2.2. Выбор подшипника.

Принимается радиальный подшипник особо легкой серии 210.

Рассчитывается ресурс.

, следовательно, выбранный подшипник 210 подходит.

5.2.3. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.3 Расчет подшипников приводного вала.

5.3.1. Силы, нагружающие подшипник.

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Силы, действующие в горизонтальной плоскости.

Полные реакции.

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

5.3.2. Выбор подшипника.

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии 1209.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для сферического подшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

5.3.3. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал r6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

6. Расчет шпоночных соединений.

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

6.1. Соединение колеса с промежуточным валом.

При соединении колеса с валом более предпочтительным является соединение в натяг. В результате проведенных вычислений не удалось найти удовлетворительную посадку, поэтому колесо на промежуточном валу сажается с помощью шпонки.

Условие прочности [4 c. 66].

где T - крутящий момент, ; d - диаметр вала, d=25 мм; k - глубина врезания шпонки в ступицу, k=0,43h; l_р - рабочая длина шпонки.

Для d=25мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=18 мм.

Посадка - H7/r6.

6.2. Шпонка на валу электродвигателя.

Для d=28 мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах:

По стандартному ряду длин шпонок, учитывая, что насадок от осевого смещения фиксируется установочным винтом, вворачивающимся в шпонку, принимается L=22 мм.

6.3. Шпонка на тихоходном валу.

Для d=37,3 мм: b=10 мм, h=8 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Принимается

По стандартному ряду длин шпонок принимается . Аналогичная шпонка ставится на хвостовике приводного вала.

6.4. Соединение колеса с тихоходным валом.

При соединении колеса с валом более предпочтительным является соединение в натяг. В результате проведенных вычислений не удалось найти удовлетворительную посадку, поэтому колесо на тихоходном валу сажается с помощью шпонки.

Для диаметра вала принимаем призматическую шпонку по , .

Определяем расчетную длину призматической шпонки:

Полная длина шпонки L при скругленных концах:

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

Посадка H7/r6.

6.5. Шпонка на приводном валу.

Для d=56 мм: b=16 мм, h=10 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для чугунной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=56 мм.

Посадка H7/r6.

7. Расчёт валов на прочность.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

7.1. Прочность промежуточного вала.

7.1.1. Статическая прочность.

Коэффициент перегрузки

где Тmax - максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax - суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax - крутящий момент, - осевая сила, W и Wk - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А - площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Силы, действующие на вал:

Со стороны колеса:

F_aБ=101 Н F_tБ=514 Н F_rБ=190.6 Н

d_Б=0.1972 м - диаметр колеса

M_Б=9.9586 Нм

Со стороны шестерни:

F_aТ=564.3 Н F_tТ=3052.2 Н F_rТ=1129.7 Н

d_ш=0.03254 м - диаметр шестерни

M_Т=9.181 Нм

Общий крутящий момент:

Для силы F­_r

Для силы F_t

Мы имеем два опасных сечения 1 и 2

Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №1:

Значит, промежуточный вал в сечении 1 прочен.

Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №2:

Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.

Вывод: статическая прочность вала обеспечена.

7.2. Прочность тихоходного вала.

7.2.1. Статическая прочность.

F_aТ=564.3 Н F_tТ=3052.2 Н F_rТ=1129.7 Н

T_T=575.6 Нм F_k=1300Н

Для силы F_K

Остальные силы друг друга уравновешивают.