Курсовая работа: Привод ленточного транспортера

Сечение 2-2. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

М = = = 235 Нм (51)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]:

Wнетто = = = 342950 ммі (52)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]:

уА = уИ = = = 68,52 МПа (53)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]:

Wснетто = 0,2 • dfі = 0,2 • 86і = 159014 ммі (54)

Касательные напряжения [2, стр. 255]:

фА = = = = 96,22 МПа (55)

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [2, стр. 256,257]:

Куd = (56)

Кфd = (57)

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [2, стр. 257];

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 258];

Кf - коэффициент влияния шероховатости [2, табл. 11.4];

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения [2, табл. 11.5].

Принимаем Ку = 1,66, Кф = 1,56, Kd = 0,73, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

Куd = = 1,4

Кфd = = 1,3

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]:

(у-1)d = у-1 / Куd = 540 / 1,4 = 540,0 МПа (58)

(ф-1)d = 0,58 • у-1 / Кфd = 313,2 / 1,3 = 324 МПа (59)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]:

Sу = = = 6,9 (60)

Sф = = = 2,4 (61)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]:

S = = = 2,3 (62)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Сечение 3-3. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

М = = = 41 Нм (63)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]:

Wнетто = 0,1 • dі = 0,1 • 45і = 9112 ммі (64)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]:

уА = уИ = = = 45,00 МПа (65)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]:

Wснетто = 0,2 • dі = 0,2 • 45і = 18225 ммі (66)

Касательные напряжения [2, стр. 255]:

фА = = = = 83,95 МПа (67)

Принимаем Ку = 1,62, Кф = 1,54, Kd = 0,83, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

Куd = = 1,2 (68)

Кфd = = 1,2 (69)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]:

(у-1)d = у-1 / Куd = 540 / 1,2 = 450,0 МПа (70)

(ф-1)d = 0,58 • у-1 / Кфd = 313,2 / 1,2 = 261 МПа (71)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]:

Sу = = = 10,0 (72)

Sф = = = 3,1 (73)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]:

S = = = 3,0 (74)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Ведомый вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (4-4) и под подшипниковой опорой (5-5), смежной с консольной нагрузкой.

Сечение 4-4. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

привод муфта редуктор передача

М = = = 100 Нм (75)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]:

Wнетто = 0,1 • dі - (76)

Wнетто = 0,1 • 71і - = 3869437 ммі

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]:

уА = уИ = = = 25,84 МПа (77)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]:

Wснетто = 0,2 • dі - (78)

Wснетто = 0,2 • 71і - = 3905228 ммі

Касательные напряжения [2, стр. 255]:

фА = = = = 116,13 МПа (79)

Принимаем Ку = 1,6, Кф = 1,5, Kd = 0,77, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

Куd = = 1,3 (80)

Кфd = = 1,2 (81)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]:

(у-1)d = у-1 / Куd = 540 / 1,3 = 415,4 МПа (82)

(ф-1)d = 0,58 • у-1 / Кфd = 313,2 / 1,2 = 261 МПа (83)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]:

Sу = = = 16,1 (84)

Sф = = = 2,2 (85)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]:

S = = = 2,2 (86)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Сечение 5-5. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

М = = = 379 Нм (87)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]:

Wнетто = 0,1 • dі = 0,1 • 65і = 27463 ммі (88)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]:

уА = уИ = = = 138,00 МПа (89)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]:

Wснетто = 0,2 • dі = 0,2 • 65і = 54925 ммі (90)

Касательные напряжения [2, стр. 255]:

фА = = = = 82,57 МПа (91)

Принимаем Ку = 1,45, Кф = 1,32, Kd = 0,78, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

Куd = = 1,2 (92)

Кфd = = 1,1 (93)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]:

(у-1)d = у-1 / Куd = 540 / 1,2 = 450,0 МПа (94)

(ф-1)d = 0,58 • у-1 / Кфd = 313,2 / 1,1 = 285 МПа (95)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]:

Sу = = = 3,3 (96)

Sф = = = 3,5 (97)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]:

S = = = 2,7 (98)

Условие прочности выполняется, т.к. S > [S].

5. Проектирование и расчет ременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [1, стр. 137]:

d1 ? 6 · = 6 · = 251,9 мм (99)

Принимаем по ГОСТ 17383-73 [1, стр. 120] d1 = 250 мм.

Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [1, стр. 125]:

(100)

где е = (0,01…0,02) - коэффициент упругого скольжения.

(101)

По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 1120 мм.

Определяем фактическое передаточное отношение:

(102)

Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:

(103)

% < 4%

Отклонение находится в допустимых пределах.

Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.5 [1, стр. 125]

(104)

Угол обхвата определяем по формуле 7.6 [1, стр. 125]:

(105)

Синус угла обхвата 0,309

Определяем длину ремня по формуле 7.7 [1, стр. 125]:

(106)

Вычисляем скорость ремня по формуле 7.8 [1, стр. 126]:

(107)

Окружную силу определяем по формуле 7.9 [1, стр. 126]:

Ft = = = 447 Нм (108)

Из табл. 7.1 [1, стр. 119] выбираем ремень БКНЛ с прокладками из нитей полиэфира и хлопка с числом прокладок z = 4, толщиной прокладки д0 = 1,2 мм, наибольшей допускаемой нагрузкой р0 = 3 Н/мм.

Проверяем выполнение условия [1, стр. 126]:

z · д0 ? 0,025 · d1 (109)

4,8 мм < 6,25 мм

Условие выполняется.

Коэффициент угла обхвата определяем по формуле 7.14 [1, стр. 126]:

Сб = 1 - 0,003 · (1 - б1) = 1- 0,003 · (180 - 162) = 0,95 (110)

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня определяем по формуле 7.15 [1, стр. 126]:

Сv = 1,04 - 0,0004 · vІ = 1,04 - 0,0004 · 12,7І = 1,03 (111)

Коэффициент условий работы Ср = 0,9 [1, табл. 7.4].

Коэффициент, учитывающий угол наклона центров Cи = 1 при наклоне до 60°.

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки определяем по формуле 7.13 [1, стр. 126]:

[р] = р0 · Сб · Сv · Ср · Cи = 3 · 0,95 · 1,03 · 0,9 · 1 = 2,64 (112)

Ширину ремня определяем по формуле 7.12 [1, стр. 126]:

b ? = = 42 мм (113)

По таблице 7.1 [1, стр. 119] принимаем b = 45 мм.

Предварительное натяжение ремня определяем по формуле 7.11 [1, стр. 126]:

F0 = у0 · b · z · д0 = 1,8 · 45 · 4,8 = 216 Н (114)

Натяжение ветвей по формуле 7.10 [1, стр. 126]:

F1 = F0 + 0,5 · Ft = 216 + 0,5 · 447 = 440 Н (115)

F2 = F0 - 0,5 · Ft = 216 - 0,5 · 447 = -8 Н (116)

Напряжение от силы F1 определяем по формуле 7.19 [1, стр. 126]:

у1 = = = 2,0 МПа (117)

Напряжение изгиба определяем по формуле 7.20 [1, стр. 126]:

уИ = Еи · = 100 · = 1,9 МПа (118)

Напряжение от центробежной силы по формуле 7.21 [1, стр. 126]:

уv = с · vІ · 10-6 = 1100 · 12,7І · 10-6 = 0,2 МПа (119)

Максимальное напряжение определяем по формуле 7.18 [1, стр. 126]:

уMAX = у1 · уИ · уv = 2 + 1,9 + 0,2 = 4,1 МПа (120)

Условие уMAX ? 7 МПа выполняется.

Проверку долговечности ремня определяем по формуле 7.22 [1, стр. 126]:

число пробегов:

л = = = 1,6 с-1 (121)

коэффициент, учитывающий влияние угла передачи:

Ci = 1,5 · = 1,5 · = 2,46 (122)

коэффициент нагрузки Сн = 2 при периодически изменяющейся нагрузки.

Но = = = 6667 ч (123)

Условие долговечности выполняется, т.к. [Но] = 2000 ч.

Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [1, стр. 138]:

Fв = 3 · Fo · sin = 3 · 216 · sin 81 = 427 Н (124)

6. Конструирование корпуса редуктора

Расчет ведем по формулам из табл. 10.2 [1, стр. 241].

Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора:

д = 0,025 · aw + 1 ? 8 мм (125)

Принимаем толщину стенки

Определяем расстояние от внутренней стенки редуктора:

до боковой поверхности вращающейся части

= (1,0…1,2) · 8 = 8 … 10 мм (126)

до боковой поверхности подшипника качения

(127)

Принимаем

Определяем радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

= 1,2 · 8 = 10 мм (128)

Определяем расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:

(129)

Принимаем

Определяем ширину фланцев S, соединяемых болтом диаметром :

(130)

Gри принимаем k = 28 мм.

(131)

Принимаем толщину фланца боковой крышки .

Принимаем высоту головки болта:

= 0,8 · 12 = 10 мм (132)

Принимаем толщину фланца втулки

7. Подбор муфты

Определяем расчетный момент [2, стр. 237]:

Тр = Кр • Т (133)

где Кр - коэффициент режима нагрузки. Выбираем по табл. 10.26 Кр = 1,25 [2, стр. 237].

Тр = 1,25 • 907 = 1134 Нм

Для вычисленного расчетного момента и диаметра вала 56 мм выбираем по табл. К21 [2, стр. 400] МУВП 1500-56-1.1-63-II2-УЗ ГОСТ 21424-93.

Определяем консольную силу, действующую на вал [2, стр. 98]:

Fм = 100 · = 3012 Нм (134)

Рисунок 5 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

8. Расчет шпоночных соединений

Производим расчет шпонок на смятие по формуле 8.22 [1, стр. 170]:

(135)

Где h - высота сечения шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

[усм] - допускаемое напряжение на смятие,

[усм] = 100…190 МПа - при стальной ступице.

[усм] = 70…90 МПа - при чугунной ступице.

Результаты расчета приведены в таблице 3.

Таблица 3 - Проверочный расчет шпоночных соединений

Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.

9. Выбор способа смазки и сорта масла

При окружной скорости колеса v = 3,5 м/с и контактном напряжении уН = 478 МПа по табл. 10.2 [2, стр. 241] принимаем И-Г-А-46 - масло индустриальное для гидравлических систем без присадок.

Объем масла определяем по зависимости [2, стр. 241]:

V = (0,4…0,8) • Рдв = 3,0…6,0 л (136)

Принимаем объем масла V = 5 л.

Выбираем для подшипников качения консталин жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73. Смазочный материал набивают в подшипники вручную при снятой крышке подшипникового узла. Смену смазки производят при ремонте.

10. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

Кольца, втулки, колеса и подшипники нагревают в масле до температуры 100° С. В шпоночные пазы валов запрессовывают шпонки; устанавливают зубчатые колеса, маслоотбойные кольца и подшипники на соответствующие участки валов.

Собранные узлы устанавливают в корпус. Фланцевые стыки покрывают герметиком. Одевают крышку корпуса, центрируя ее штифтами. Затягивают болты. В подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников. Ввертывают сливную пробку с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель.

При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации.

Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885-76 и 12289-76.

Проектный расчет зубчатой передачи выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передачи проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются.

При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых колес в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.