Курсовая работа: Привод транспортера для перемещения грузов на склад
Расчетное напряжение в зубьях колеса:
-коэффициент, учитывающий
перекрытие зубьев
Расчетное напряжение в зубьях шестерни:
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
4. Предварительный расчет валов.
4.1 Выбор материала и термообработки
Быстроходный вал - сталь 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ
Тихоходный вал – сталь 45, нормализация.
4.2 Выбор конструкции вала, определение геометрических параметров.
1. Быстроходный вал с коническим концом:
d – диаметр вала
t кон = 2,5
r = 3,5
r – координата фаски подшипника
dБП - диаметр буртика
Определим длину посадочного конца:
lмб = 1,5∙ d =1,5 ∙ 55 = 82,5 мм
Принимаем lмб = 85 мм.
Определим длину цилиндрического участка:
lц =0,15 ∙ d = 0,15 ∙ 55 = 8,25 мм
Принимаем lц =10 мм
Определим длину промежуточного участка:
lкб =1,4 ∙ dп = 1,4 ∙ 60 = 85 мм
Принимаем по таблице М36х3
Определим lр:
lр = 1,2 ∙ dр = 1,2 ∙ 36 = 43,2 мм
Принимаем lр = 45 мм
2. Тихоходный вал с коническим концом:
d – диаметр вала
t кон = 2,9
r = 4
Определим диаметр посадочной поверхности для колеса:
d к ≥ 110 мм
d к =120 мм
d к ≥ d БП
Определим длину посадочного конца:
lМТ = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 90 = 135 мм
Принимаем lМТ = 130 мм
Определим длину промежуточного участка:
lКТ =1,2 ∙ dП = 1,2 ∙ 95 = 114 мм
Принимаем lКТ =110 мм
Определим длину цилиндрического участка:
lц =0,15 ∙ d = ,015 ∙ 90 = 13,5 мм
Принимаем lц = 14 мм
Принимаем по таблице М64х4
Определим lр:
lр = 1,1 ∙ dр = 1,1 ∙ 64 = 70,4 мм
Принимаем lр = 70 мм
4.3 Выбор типа подшипников
Тихоходный вал шариковые радиальные
Быстроходный вал однорядные подшипники
5. Расчет долговечности подшипников
5.1 Выбор схемы установки подшипников, способ их закрепления на валу и в корпусе
Схема установки:
а) тихоходный вал «враспф»
б) быстроходный вал – с одной плавающей опорой
Способ закрепления подшипников на валу и в корпусе зависит от величины и направления действующих нагрузок, частоты вращения, условий монтажа и демонтажа и т.д.
5.2 Составление расчетных схем для тихоходного вала и определение реакций в опорах
Из предыдущих расчетов имеем:
, 
,
, 
, l1 = 69 (мм)
Реакции опор:
1. в плоскости XDZ:
∑М1 = 0; RX2 ∙ 2 l1 - Ft ∙ l1 = 0; RX2 = Ft /2 = 17833/2 = 8916,5 Н
∑М2 = 0; - RX1 ∙ 2 l1 - Ft ∙ l1 = 0; RX1 = Ft /2 = 17833/2 = 8916,5 Н
Проверка: ∑X = 0; RX1 + RX2 - Ft = 0; 0 = 0
2. в плоскости YOZ:
∑М1 = 0; Fr ∙ l1 + Fa ∙ d2/2 – Ry2 ∙ 2 l1 = 0; в
Ry2 = (Fr ∙ l1 + Fa ∙ d2/2)/ 2 l1 ;Н
Ry2 = (Fr ∙ 69 + Fa ∙ d2/2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н
∑М2 = 0; - R y1 ∙ 2 l1 + Fa ∙ d2/2 – Fr ∙ l1 = 0;
R y1 = (Fa ∙ d2/2 - Fr ∙ l1)/ 2 l1 ;Н
R y1 = (Fa ∙ 524/2 - Fr ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н
Проверка: ∑Y = 0; - Ry1 + Ry2 – Fr = 0; 0 = 0
Суммарные реакции опор:
Pr1 = √ R2X1 + R2Y1;Н
Pr1 = √ 8916,5 2 + 2691,72 = 9313,9 Н
Pr2 = √ R2X2 + R2Y2;Н
Pr2 = √ 8916,5 2 + 9314,72 = 12894,5 Н
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре Z.
Принимаем шариковые радиальные подшипники 219 легкой серии:
D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С0 = 95,6 кН.
5.3 Проверка долговечности подшипника
Определим отношение Fa/С0
Fa/С0 = 3162/95600 = 0,033
По таблице отношению Fa/С0 соответствует е = 0,25
Определим отношение Fa/VFr
V = 1
V – коэффициент при вращении внутреннего кольца
Fa/VFr = 3162/6623 = 0,47
Определим эквивалентную нагрузку
Р = (x ∙ V ∙ Fr + YFa) ∙ Kσ ∙ KT; Н
Kσ = 1,8
Kσ – коэффициент безопасности
KT = 1
KT – температурный коэффициент
Y = 1,78
X = 0,56
Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623 + 1,78 3162) ∙ 1,8 ∙1= 16807 Н
Определим расчетную долговечность в млн.об.
L = (С/Р)3 млн.об.
L = (108000/16807)3 млн.об.
Определим расчетную долговечность в часах
Lh1 = L ∙ 106/60 ∙ n3; ч
Lh1 = 265 ∙ 106/60 ∙ 2866 = 154 ∙103 ч
Lh1 ≥ 10 ∙ 103
154 ∙103 ≥ 10 ∙103
5.4 Оценка пригодности выбранных подшипников
Оценка пригодности выбранных подшипников
Lh1 ≥ Lh
154 ∙103 ≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Конструирование элементов передачи
6.1 Выбор конструкции
Зубчатое колесо кованое, форма – плоское
Шестерня выполнена за одно целое с валом
6.2 Расчет размеров
1. шестерня
Её размеры определены выше
, 
,
2. колесо
Его размеры определены выше
, 
,
Определим диаметр ступицы:
dст = 1,6 ∙ dк; мм
dст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм
Принимаем dст = 200 мм
Определим длину ступицы:
lст = (1,2 ÷1,5) ∙ dк; мм
lст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 мм
Т.к. lст ≤ b2, принимаем lст = 95 мм
Определим толщину обода:
δ0 = (2,5 ÷ 4) ∙m ; мм
δ0 = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 мм
Принимаем δ0 = 16 мм
Определим толщину диска:
С = 0,3 ∙ b2; мм
С = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм
Принимаем С = 30 мм
7. Расчет открытой передачи
7.1 Определение основных параметров передачи
Т.к. n1 = 732 об/мин, Р = 15 кВт, то выбираем сечение ремня В
Определим диаметр меньшего шкива:
d1 = (3÷4)3√Т1 ; мм
d1 = (3÷4)3√196,05 ∙ 103 = 232,4 мм
Принимаем d1 = 200 мм
Определим диаметр большего шкива:
d2 = Uрп ∙ d1 ∙ (1-ε); мм
Uрп = 4
ε = 0,015
ε – относительное скольжение ремня
d2 = 4 ∙ d1 ∙ (1-0,015) = 788 мм
Принимаем d2 = 800 мм
Определим уточненное передаточное значение:
i = d2/ d1(1- ε)
i = d2/ d1(1- 0,015) = 800/200(1- 0,015) = 4
Определим межосевое расстояние в интервале (аmin;аmax)
аmin = 0,55 (d1 + d2)+Т0
аmax = d1 + d2
Т0 = 13,5 мм
Т0 – высота сечения ремня
аmin = 0,55 (d1 + d2)+Т0 = 563 мм
аmax = d1 + d2 = 1000 мм
Принимаем а = 700 мм
Определим длину ремня:
L = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 - d2)2/4а; мм
Lmin = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 - d2)2/4а = 2824,57 мм
Lmax = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 - d2)2/4а = 3698,57 мм
Принимаем Lp = 3500 мм
Определим w:
w = 0,5π(d1 + d2); мм
w = 0,5π(d1 + d2) =1570 мм2
Определим y:
y = (d2 – d1)2 ; мм
y = (d2 – d1)2 =360000мм2
Определим уточненное межосевое расстояние:
а = 0,25 ∙ [(Lp-w) + √(Lp-w)2-2 y]; мм
а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √(3500-1570)2-2 ∙ 360000]= 3663 мм
Определим угол обхвата:
α1 = 180-57 ∙ d2 d1/а
α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200
Определим число ремней:
Z = P ∙ CP/PO ∙ CL ∙ Cα ∙ CZ
PO = 5.83
PO – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем
CL = 0,90
CL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня
CP = 1,3
CP – коэффициент режима работы
Cα = 0,91
Cα – коэффициент угла обхвата
CZ = 0,95
CZ – коэффициент, учитывающий число ремнец в передаче
Z = 15 ∙ 1,3/5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95 = 4
Определим расчетную скорость ремня:
V = π ∙ d1∙ n1/60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м/с
Определим натяжение ветви ремня:
Fo = (850 ∙ P ∙ CP ∙ CL/z ∙ V ∙ Cα) + Ө ∙ V2 = 723 H
Ө - коэффициент, учитывающий центробежную силу
Ө = 0,3 Н∙с2/м2
Определим силу, действующую на вал:
Fв = 2 ∙ Fo ∙ Z ∙ sin α1/2 = 1729 H
Определим ширину обода шкивов:
В = (Z-1) e +2f ; мм
е = 25,5
f =17
В = (4-1) 25,5 +2∙17 = 110 мм
Определим основные размеры шкива
d = 200 мм
а) толщина обода у края
S = 0,005 ∙ d + 3 = 4 мм
б) толщина диска
S1 = (0,8÷1) ∙ S = 3,2÷4 мм
Принимаем S1 = 3,6 мм
в) длина ступицы шкива
l ≤ В
lст = 85 мм
г) наружный диаметр ступицы
d1 = (1,8÷2) ∙ do = 86.4÷96 мм
do = 48 мм
do – диаметр отверстия
Принимаем d1 = 90 мм
Определим основные размеры шкива
d = 800 мм
а) толщина обода у края
S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм
б) толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами
е = S + 0,02В = 7 + 0,02 ∙ 85 = 8,7 мм
Принимаем е = 9 мм
в) у = 1
у – стрела выпуклости
г) оси эллипса в условном сечении спицы
h = 3√ 38 ∙ Fo ∙ d /z ∙[σu] мм
[σu]= 30 МПа
[σu] – допускаемое напряжение при изгибе
Z = 6
Z – число спиц
h = 3√ 38 ∙ 723 ∙ 800 /6 ∙ 30 = мм
д) размеры эллипса в сечении спицы близ обода
а = 0,4h = мм
h1 = 0,8h = мм
а1 = 0,8а = мм
е) длина ступицы шкива
l ≤ В
lст = 85 мм
ж) наружный диаметр ступицы
d1 = (1,8÷2) ∙ do = 100,8÷112 мм
do = 56 мм
do – диаметр отверстия
Принимаем d1 = 105 мм
7.2 Проверочный расчет передачи
Определим напряжение от растяжения
σ1 = Fo/S = 723/230 = 3,14 МПа
S = 230 мм2
S – площадь поперечного сечения ремня
Определим напряжение от изгиба ремня
Еu = 200 МПа
δ = толщина ремней
δ = 3 мм
δu = 200 ∙ 3/200 = 3 МПа
Определим напряжение от центробежной силы
σV = p ∙ V2 ∙10-6
p = 1200 кг/м3
p – плотность ремня
σV = 1200 ∙ 82 ∙10-6 = 0,08 МПа
Определим максимальное напряжение в сечении ремня
σmax = σ1+ σu + σV = 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа
σmax ≤ 7 МПа
6,22 ≤ 7
Определим коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения
Сi = 1.5 3√Upn 0.5 =
Определим рабочий ресурс передачи
Н0 = Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)8/60π ∙ d1∙ n1 ∙ Ci ∙ CH ; ч
Nоу = 4,7 ∙ 106
Nоу – базовое число циклов
σ-1 = 7 МПа
σ-1 – предел выносливости
CH =1
Н0 = (Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)/60π ∙ d1∙ n1 ) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙(7/6,22)8/60∙3,14∙200∙731)1,7∙1 = ч
Н0 ≥ 1000 ч
8. Выбор соединительных муфт
Чтобы скомпенсировать возможную несоосность валов применяем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75
Определим расчетный крутящий момент
Трасч = К ∙ Т3; Нм
К = 1,5
К – коэффициент, учитывающий характер работы муфты
Трасч = 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм
Трасч ≤ Ттабл
Принимаем муфту типа МУВП 4000-90-2,1 по ГОСТ 214240-75.
9. Расчет шпоночных соединений
9.1 Выбор материала и конструкции
Шпонки призматические с плоскими торцами.
Материал шпонок Ст45 нормализованная.
9.2 Проверка шпонки на прочность
σсм max = 2Т/d ∙ l (h-t1); МПа
[σсм] 100 МПа
[σсм] допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.
[σсм] 70 МПа
[σсм] допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.
1. Тихоходный вал
а) зубчатое колесо (ступица-сталь)
d = 110 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t1 = 10 мм; t2 = 6,4 мм;
l = 70 мм.
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/110 ∙ 70(16-10) = 202 МПа
σсм ≤ 100
Принимаем шпонку 28х16х70 ГОСТ 23360-78
б) муфта (ступица чугун)
d = 95 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t1 = 10 мм; t2 = 6,4 мм;
l = 125 мм.
σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/125 ∙ 95(16-10) = 131 МПа
σсм ≤ 70
Принимаем шпонку 28х16х125 ГОСТ 23360-78
2. Быстроходный вал
а) шкив (ступица-чугун)
d = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; S = 0,25÷0,4; t1 = 6 мм; t2 = 4,3 мм;
l = 80 мм.
σсм max = 2 ∙ 752,7 ∙ 103/56 ∙ 80(10-6) = 84 МПа
σсм ≤ 70
Принимаем шпонку 16х10х80 ГОСТ 23360-78
10. Смазка редуктора и элементов передачи
10.1. Выбор масла для редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающее погружение колеса примерно на 10 мм.
Определим объем масляной ванны:
V = 0.25 ∙ P; дм3
V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм3
Т.к. σн = МПа и V = м/с, то рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно = 50 ∙ 10-6 м2/с
Т.к. кинематическая вязкость = 50 ∙ 10-6 м2/с, то принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТу 20799-75.
10.2. Выбор смазки для подшипников
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 по ГОСТу 1957-73, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
11. Уточненный расчет тихоходного вала
11.1 Построение эпюр крутящего и изгибающего моментов
Сечение I – I
Изгибающие моменты:
1. в плоскости XOZ
M1X = RX2 ∙ l1 ∙ 10-3 = 8916,5 ∙ 69 ∙ 10-3 = 615 Нм
2. в плоскости XOZ слева от сечения
M1УЛ = RУ1 ∙ l1 ∙ 10-3 = 2691,7 ∙ 69 ∙ 10-3 = 185 Нм
3. в плоскости XOZ справа от сечения
M1УП = RУ2 ∙ l1 ∙ 10-3 = 9314,7 ∙ 69 ∙ 10-3 = 642 Нм
Суммарный изгибающий момент
М1 = √M1X2 + M1УП2 = √6152 + 6422 = 889
Крутящий момент
МК1 = Т3 = 4672,24 Нм
Сечение II – II
Крутящий момент
МК2 = Т3 = МК1 = 4672,24 Нм
Сечение III – III
Крутящий момент
МК3 = Т3 = МК1 = МК2 = 4672,24 Нм
11.2 Определение коэффициента запаса с усталостной прочностью
Определим геометрические характеристики опасных сечений вала
Сечение I – I
Определим момент сопротивления при изгибе
W1 = πd3/32 = 3.14 ∙ 1103/32 =130604 мм3
Определим момент сопротивления при кручении
WК1 = πd3/16 = 3.14 ∙ 1103/16 = 261209 мм3
Определим площадь сечения
А1 = πd2/4 = 3.14 ∙ 1102/4 = 9499 мм2
Сечение II – II
Определим момент сопротивления при изгибе
W2 = πd3/32 = 3,14 ∙ 953/32 =84130 мм3
Определим момент сопротивления при кручении
WК2 = πd3/16 = 3,14 ∙ 953/16 = 168260 мм3
Определим площадь сечения
А2 = πd2/4 = 3,14 ∙ 952/4 = 7085 мм2
1. Расчет вала на статическую прочность
Сечение I – I
Определим напряжение изгиба с растяжением (сжатием)
σ1 = 103 ∙ КП ∙ М1/ W1 + КП ∙ FA/A1
КП = 2,9
КП коэффициент, зависящий от отношения максимального вращающего момента к номинальному
σ1 = 103 ∙ 0,9 ∙ 889/ 130604 + 0,9 ∙ 3749/9499 = 20,8 МПа
Определим напряжение кручения
τ1 = 103 ∙ КП ∙ МК1/ WК1 = 103 ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 261209 = 51,8 МПа
Определим частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
STσ1 = σT/ σ1
σT – предел текучести
σT = 540 МПа
STσ1 = σT/ σ1 = 540/20,8 = 26
Определим частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
STτ1 = τT/ τ1
τT – предел текучести при кручении
τT = 290 МПа
STτ1 = τT/ τ1 = 290/51,8 = 5,6
Определим общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Sτ1 = STσ1 ∙ STτ1/√ STσ12 + STτ12
Sτ1 = 26 ∙ 5,6/√ 262 + 5,62 = 5,5
Сечение II – II
σ2 = 103 ∙ КП ∙ М2/ W2 + КП ∙ FA/A2
М2 = 0
σ2 = 0 + 2,9 ∙ 3749/7085 = 1,5 МПа
τ2 = 103 ∙ КП ∙ МК2/ WК2 = 103 ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 168260 = 80,5 МПа
STσ2 = σT/ σ2
STσ2 = σT/ σ2 = 540/1,5 = 360
STτ2 = τT/ τ2 = 290/80,5 = 3,6
Sτ2 = STς2 ∙ STτ2/√ STς22 + STτ22
Sτ2 = 3,6 ∙ 360/√ 3602 + 3,62 = 3,59
Sτ1 > [ST] 5,5 > 2
Sτ2 > [ST] 3,59 >2
Т.о. статическая прочность вала обеспечена
2. Расчет вала на сопротивление усталости
Сечение I – I
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла
σА1 = σU1 = 103 ∙ М1/ W1
σА1 = σU1 = 103 ∙ 889/ 130604 = 6,8 МПа
τ1А = τК1/2 = 103 ∙ МК1/2 ∙ WК1 = 103 ∙ 4672,24/2 ∙ 261209 = 8,9 МПа
τm1 = τ1А = 8,9 МПа
Определим коэффициенты снижения предела выносливости
КσD = (Кσ / Кdσ + 1/ КFσ – 1) / Кv
К τ D = (К τ / Кd τ + 1/ КF τ - 1) / Кv
Кσ / Кdσ = 4,75
К τ / Кd τ = 5,65
КFσ = 0,91 – коэффициент влияния качества поверхности
КF τ = 0,95 - коэффициент влияния качества поверхности
Кv = 1
Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
КσD = (4,75 + 1/ 0,91 – 1) / 1 = 4,85
К τ D = (5,65 + 1/ 0,95 - 1) / 1 = 5,7
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
σ-1D = σ-1/ КσD
σ-1 = 360 МПа
σ-1 предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ-1D = 360/ 4,85 =74,2 МПа
τ -1D = τ -1 / К τ D
τ -1 = 200 МПа
τ -1 предел выносливости при симметричном цикле кручения
τ -1D = 200 / 5,7 = 35,1 МПа
Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла
ΨτD = Ψτ/ К τ D
Ψτ = 0,09
Ψτ коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений
ΨτD = 0,09/ 5,7 = 0,016
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Sσ = σ-1D/ σА1 = 74,2/6,8 = 10,9
Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
S τ = τ -1D / τ1А + ΨτD ∙ τm1 = 35,1 / 8,9 + 0,016 ∙ 8,9 = 3,9
Определим коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении
S = Sσ ∙ S τ / √Sσ2 + S τ2 = 10,9 ∙ 3,9 / √10,92 + 3,92 = 3,7
Сечение II – II
σа2 = σU2 = 103 ∙ М2/ W2
σа2 = σU2 = 0
τа2 = τК2/2 = 103 ∙ МК2/2 ∙ WК2 = 103 ∙ 4672,24/2 ∙ 168260 = 13,8 МПа
τm2 = τа2 = 13,8 МПа
Определим коэффициент снижения предела выносливости
К τ D = (К τ / Кd τ + 1/ КF τ - 1) / Кv
К τ / Кd τ = 2,8
КF τ = 0,935 - коэффициент влияния качества поверхности
Кv = 1
Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
К τ D = (2,8 + 1/ 0,935 - 1) / 1 = 2,87
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
τ -1D = τ -1 / К τ D
τ -1D = 200 / 2,87 = 69,7 МПа
Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла
ΨτD = Ψτ/ К τ D
ΨτD = 0,09/ 2,87 = 0,031
Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
S τ = τ -1D / τа2 + ΨτD ∙ τm2 = 69,7 / 13,8 + 0,031 ∙ 13,8 = 4,9
Тогда коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении
S = S τ = 4,9
S1 > [S] 3,7 > 1
S2 > [S] 4,9 > 2
Т.о. сопротивление усталости вала обеспечено.
Заключение
В результате работы над проектом был разработан привод ленточного транспортера для перемещения песка и щебня в карьере полностью отвечающий требованиям технического задания.
Список литературы.
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» 2003 г.
