Курсовая работа: Привод пластинчатого конвейера
Предварительное значение шага цепи:
По стандарту выбираем цепь:
2ПР – 25,4–11340; значение А=256 мм2
7.2 Назначение основных параметров
а) Рекомендуемое число зубьев звездочки:
Найдем рекомендуемое число
зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа: 
б) Межосевое расстояние:
примем, что а = 30∙Р = 30∙25,4 = 762 мм.
в) Наклон передачи примем меньше 60°.
г) Смазывание цепи нерегулярное.
7.3 Определение давления в шарнире
Найдем значение коэффициента КЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи
КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175
Где:
Кд =1 – нагрузка без толчков и ударов;
КА=1 – оптимальное межосевое расстояние;
КН=1 – наклон передачи менее 60°;
Крег=1 передача с нерегулируемым натяжением цепи;
Ксм=1,5 – смазывание цепи нерегулярное;
Креж =1 – работа в три смены.
Окружная сила, передаваемая цепью:
.
Давление в шарнире двухрядной цепи (mp=1,7):
.
[σ]=40 MПа – допускаемое давление в шарнире
7.4 Число зубьев ведомой звездочки
Z2 =U∙Z1 =2,25 ∙23=51.
7.5 Уточнение передаточного числа
7.6 Частота вращения ведомой звездочки
.
7.7 Делительный диаметр ведущей звездочки
.
7.8 Делительный диаметр ведомой звездочки
.
7.9 Диаметр окружности выступов ведущей звездочки
.
7.10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки
.
7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)
.
Принимаем 
.
7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)
.
Принимаем 
.
7.13 Потребное число звеньев цепи
Принимаем 
.
7.14 Уточненное межосевое расстояние
7.15 Окончательное значение межосевого расстояния
;
;
.
7.16 Нагрузка на валы звездочек
.
8. Выбор и расчет предохранительного устройства
В качестве предохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимся элементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфту расположим на приводном валу.
Для определения величины расчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:
;
Примем 
Тогда 
По таблице определяем
стандартное значение усилия среза 
.
Этому значению
соответствует штифт диаметром 
.
Предусмотрим в конструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.
Определим диаметр, на котором будут расположены штифты:
Отсюда 
.
9. Выбор подшипников
Для быстроходного вала I редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком
смазочном материале.
На подшипник действуют: 
– радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
Для промежуточного вала II редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком
смазочном материале.
На подшипник действуют: 
– радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
Для промежуточного вала III редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком
смазочном материале.
На подшипник действуют: 
– радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
Для тихоходного вала IV редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком
смазочном материале.
На подшипник действуют: 
– радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферические
шарикоподшипники 
ГОСТ 5720–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца подшипника;
– диаметр наружного кольца подшипника;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– коэффициент осевого нагружения;
– предельная частота вращения при
пластичном смазочном материале.
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
10. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности
Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком
смазочном материале.
На подшипник действуют: 
– радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:
.
Требуемый ресурс работы: 
.
Найдём:
– коэффициент безопасности
– температурный коэффициент
– коэффициент вращения
Определяем эквивалентную нагрузку:
Определим 
.
Находим 
.
Определим 
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,99.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
Определим ресурс принятого подшипника:
или
, что удовлетворяет требованиям.
11. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала редуктора
11.1 Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок
Проводим расчет тихоходного вала.
|
|
|
– окружная сила;
– осевая сила;
– радиальная сила;
– крутящий момент.
От звездочки:
– горизонтальная составляющая,
– вертикальная
составляющая.
Расчетная схема по чертежу тихоходного вала
.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1.
:
, отсюда находим
, что 
.
2. 
, 
, 
. Получаем, что 
.
Выполним проверку: 
, 
,
, 
.
Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. 
,
,
, получаем, что 
.
4. 
,
,
, отсюда 
.
Проверим правильность нахождения
горизонтальных реакций: 
, 
, 
,
– верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:
,
.
11.2 Проверка вала на усталостную выносливость
Расчёт производим в форме проверки коэффициента
запаса сопротивления усталости 
,
значение которого можно принять 
. При
этом должно выполняться условие: 
, где
и 
коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Найдём результирующий изгибающий момент:
.
Определим механические характеристики
материала вала (Сталь 45): 
временное сопротивление (предел прочности при растяжении);
и 
пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.
Здесь: 
Определим запас сопротивления усталости по изгибу:
Определим запас сопротивления усталости по кручению:
Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:
– условие выполняется.
11.3 Проверка вала на статические перегрузки
Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.
Определим эквивалентное напряжение
,
где 
;
;
.
Тогда 
.
11.4 Расчет вала на жесткость
Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.
В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:
,
где 
;
;
;
;
;
;
;
Тогда 
.
12. Выбор и расчет шпоночных соединений
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.
Для промежуточного вала II:
,
где 
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем шпонку 12х8х22.
Для промежуточного вала III:
,
где 
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем шпонку 14х9х36.
Для тихоходного вала IV:
,
где 
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем две шпонки 14х9х70.
Для приводного вала V:
,
где 
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем шпонку 14х9х125 и две шпонки 14х9х63.
13. Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.
Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88.
И – индустриальное,
Г – для гидравлических систем,
А – масло без присадок,
68 – класс кинематической вязкости.
Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.
Объем масла V=5 литров.
Список литературы
1. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.
3. Д.Н. Решетов Детали машин. Атлас конструкций.
М.: «Машиностроение», 1970.
4. Д.Н. Решетов Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.
