Привод цепного конвейера (работа 2)

Московский Институт Стали и Сплавов

Новотроицкий филиал

Кафедра “ТиТМП"

“ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА”

Пояснительная записка

Вариант № 3.

Студент:

Группа:

Руководитель проекта:

Гавриш П.В.

Новотроицк 2002 г.

Оглавление

1. Техническое задание

2. Введение

3. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Выбор электродвигателя

3.2 Передаточные числа элементов привод

3.3 КПД редуктора и привода

3.4 Крутящие моменты на валах

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1 Выбор материалов колес ступени

4.2 Определение основных параметров ступени

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

5.2 Расчет зубьев на выносливость

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.2.2 Расчет вала на выносливость

6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала

6.4 Выбор муфт

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

7.2 Рама привода

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения

8.1 Смазка зубчатых колес

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

9. Охрана труда, техническая эстетика

10. Заключение

11. Библиографический список

1. Техническое задание

Техническое задание № 1.

Выдано студенту:

Волобуеву Сергею Александровичу группы ОМД-2000-23 на разработку проекта по курсу прикладная механика.

Тема курсового проекта: Проектирование зубчатого редуктора.

Исходные данные:

Тяговая сила ленты F, кН - 5,8

Скорость ленты v, м/с - 0,50

Шаг тяговой цепи P, мм - 100

Число зубьев звёздочки z - 7

Допускаемое отклонение скорости ленты δ,% - 6

Срок службы привода L_>r>, лет - 4

Режим работы средний.

Критерий эффективности минимальная стоимость.

Характер работы нереверсивный.

Тип редуктора горизонтальный.

Схема редуктора развернутая.

Сроки выполнения:

Наименование этапа	%	Неделя
Проектировочный расчет	20	3
Эскизная компоновка	20	5
Сборочный чертеж	20	7
Чертеж общего вида	20	9
Оформление проекта	20	11
Защита проекта	20	12

График выполнения

Дата выдачи 10.02.2002 г.

Руководитель проекта: Гавриш П.В. ()

2. Введение

Привод к лесотаке применяется в лесоперерабатывающей промышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавления их из реки. В нее входят следующие составляющие:

натяжное устройство;

цепная передача;

тяговая передача;

цилиндрический редуктор;

двигатель;

упругая муфта со звездокой.

3. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

где Р_>м> = F∙v - мощность рабочей машины;

F - тяговая сила ленты

v - скорость ленты

Р_>м>_>>=5,8∙0,50=2,75кВт

 пр =_>пк>³∙_>муфты>∙_>ззз>²∙_>пс>²∙_>цп>⁴, КПД привода,

где

_>пк>=0,99

_>муфты>=0,99

_>ззз>=0,96

_>цп>=0,91

_>пс>=0,98

 пр =0,98⁶∙0,99∙0,99²∙0,91⁴∙0,96=0,566

Рэд = 2,75/0,566 = 5,13 кВт.

В качестве двигателя возьмем асинхронный электродвигатель, единой серии общего назначения 4А по ГОСТ I9523-8I, с ближайшей номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт /5, с. I05/, которой соответствуют четыре типа электродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Для приводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа 4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим эд=1000 об\мин и кратностью максимального момента

γ=Т_>пуск>/Т_>ном>=2,0

электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритными установочными и присоединительными размерами приведен на рис.9 /7, с.519-620/.

3.2 Передаточные числа элементов привод

Общее передаточное число привода:

U_>пр>=n_>эд>/n_>рм>,

где n_>эд>=1000 об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

n_>рм>= 60∙1000∙ v/ (π∙D),

D=Р∙z/D

n_>рм>=60∙0,50/ (100∙10^-3.7) =42,9 об/мин.

Uпр =1000/42,9 = 23,3.

Передаточное число редуктора определяется по формуле

U_>ред>=U_>пр>/U_>оп>

где U_{>оп -}>передаточное число открытой ременной передачи (рис.8). Принимая предварительно U_>оп>= 4 \5. с.103\, получим U_>ред> =23,3/5=4,66.

В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используем одноступенчатый редуктор, передаточное число которого U_>ред>=5,6

Уточненное передаточное число открытой ременной передачи

U_>оп>=U_>пр>/U_>ред>= 23,3/4,66 = 5,0.

3.3 КПД редуктора и привода

КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора (рис.10)

ред=_>зз.>_>пк>²_>,> где

зз - КПД зацепления одной пары зубчатых колес;

пк - КПД одной пары подшипников качения. Принимая

_>зз> = 0,96 и _>пк> =0,99 \ 5. с.107\ получим:

_>ред>=_>зз.>_>пк>²

Общий КПД привода лесотаски равен:

 _>пр> = 0,566.

(_>пр>не изменяется так как редуктор остался прежним).

3.4 Крутящие моменты на валах

Частоты вращения быстроходного n_>б> и тихоходного n_>т> валов редуктора равны ответственно:

n_>б>=n_>эд>/U_>муфты>=1000/1=1000 об/мин;

n_>т> =n_>б>/U_>ред>=1000/5,0 = 200 об/мин.

Мощность на тех же валах:

Р_>б>=Р_>эд>∙_>м>∙_>пк> =5,5∙0,99∙0,99 = 5,39 кВт;

Р_>т>=Р_>б>∙_>ред>=7,35∙0,894=5,07 кВт;

Крутящие моменты на быстроходном Т_>б>, и тихоходном Т_>т>валах редуктора:

Т_>т>= 9550∙Р_>т>/ n_>т> = 9550∙5,07/200=242,1 Н∙м;

Т_>б>=9550∙Р_>б>/n_>б>⁼9550∙5,39/1000=51,5 Н∙м.

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1 Выбор материалов колес ступени

По величине крутящего момента на тихоходном валу редуктора выбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.

Таблица I. Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени

Индекс колеса	Марка стали ГОСТ	Термообработка	Твердость HRC	Напряжения, МПа	Базовое число циклов
_>Т>	_>В>	_>HP>	_{>HP max}>	_>FP>	_{>FP max}>	N	N
1	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460Ģ	240	430	60	4
2	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460	240	430	60	4

Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни N_>не1>и_>>колеса N_>не2>/6. с.43/

N_>не1>=60∙n_>т>∙t_>0>∙_>н>

N_>не2>=60∙n_>б>∙t_>0>∙_>н>

где t_>0> =21024 ч - расчетный срок службы привода,

_{>н -}>параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен _>н> =0,5 /2. с.95/.

N_>не1>= 60∙178,6∙21024∙0,5=1,126∙I0⁸ циклов;

N_>не2>=60∙1000∙21024∙0,5=6,307∙10⁸ циклов.

Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\

Для шестерни:

Для колеса:

где N_>HO>_>1>=N_>НО2>=60∙10⁶ - базовое число циклов (табл.1);

К_>HL>_>1>=⁶√60∙10⁶/1,126∙10⁸=1,001;

принимаем К_>HL>_>1>=1;

К_>HL>_>2>=⁶√60∙10⁶/6,307∙10⁸= 0,97;

принимаем К_>HL>_>2>=1;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни _>НР1> и колеса _>НР2> /5. с.113/:

_>НР1>=⁰_>НР1>∙ К_>HL>_>1>, _>НР2>=⁰_>НР2>∙ К_>HL>_>2>

Где ⁰_>НР1> =⁰_>НР2>=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1);

_>НР1>=800∙1,001=800,8 МПа,

_>НР2> =800∙0,97=776 МПа;

для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.

_>НР>=_>НР2>=800 МПа.

4.2 Определение основных параметров ступени

С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние а_>т> (мм) тихоходной ступени /3. с.10/

где U_>т>=U_>ред>=5,0 - передаточное число; Т_>Т>=242,1 Н∙м - крутящий момент на ведомом колесе; _>НР>=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;

К_>н> =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; _>а> - коэффициент ширины колеса. Принимая _>а> =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получим

а_>т>≥ (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) ^{2 )} ^1/3=113,2;

Округляем полученное значение а_>Т> до ближайшего стандартного значения по СТ

С∙_>ск>⁴ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем а_>Т>=160 мм.

Ширина колеса:

b_>2>=_>а>∙а_>Т>=0,25∙160=40 мм.

Ширина шестерни:

b_>1>= b_>2>+ (5…10) мм =46 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b_>1>=40 мм и b_>2>=46 мм. Нормальный модуль зацепления m_>n> (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.

m_>n>= (0.02…0.035) ∙ а_>Т>=0,02∙160=3,2 мм.

Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение m_>n>=3,0 мм /3. с.13/.

Задавая предварительно угол наклона зубьев =15, найдем числа зубьев шестерни z_>1>, колеса z_>2>, и суммарное число зубьев z_>>= z_>1>+z_>2.>

z_>>=2а_>т>∙Cos/m_>n>=2∙160∙Cos15/3,0103,z_>1>= z_>>/ (u_>T>+1) =125/ (5,6+1) 17,z_>2>=z_>> - z_>1>=125-19=86.

Фактический угол наклона зубьев

=arcos (m_>n>*z_>>/2a_>T>) =arcos (3,0 ∙103/ (2∙160)) =15,07

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

u_>ред>=5,0. Отклонение U_>ред> от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.

Таблица 2

Основные параметры закрытой зубчатой передачи:

Наименование параметра	Расчетная формула	Ступень передачи
Межосевое расстояние, мм	A= (d_>1>+d_>2>) /2	160
Модуль зацепления нормальный, мм	m_>n>= (0.02…0.035) · а	3,0
Модуль зацепления торцовый, мм	M_>t>=m_>n>/Cos	3,11
Угол наклона зубьев, град	=arcos (z_>>·m_>n>/2a)	15,07
Шаг зацепления нормальный, мм	P_>n>=·m_>n>	9,42
Шаг зацепления торцовый, мм	P_>t>=·m_>е>	9,77
Число зубьев суммарное	2аCos/m_>n>	103
Число зубьев шестерни	z_>1>= z_>>/ (1+u)	17
Число зубьев колеса	Z_>2>=z_>>-z_>1>	86
Передаточное число	U=z_>2>/z_>1>	5,0
Диаметр делительный колеса, мм	d_>2>=z_>2>·m_>t>	267
Диаметр делительный шестерни, мм	D_>1>=z_>1>·m_>t>	53
Диаметр впадин колеса, мм	d_>j2>=d_>2>-2,5m_>n>	260
Диаметр впадин шестерни, мм	D_>j1>=d_>1>-2,5m_>n>	45
Диаметр вершин колеса, мм	D_>a2>=d_>2>+2m_>n>	273
Диаметр вершин шестерни, мм	D_>a1>=d_>1>+2m_>n>	59
Ширина колеса, мм	B_>2>=_>a>·a	40
Ширина шестерни, мм	b_>1> =b_>2>+ (5…10)	46
Окружная скорость, м/с	=·n_>1>·d_>1>/60·1000	2,72
Степень точности зацепления	ГОСТ 1643-72	9-B

Окружные скорости колес по делительным окружностям:

для ступени

υ=π∙n_>T>∙d_>2>/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/ (60∙1000) =2,72 м/с;

По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.

Окружное F_>t>, радиальное F_>r> и осевое F_>а> усилия, действующие в зацеплении ступени

F_>t>=2∙T_>T>/d_>2>=2∙242,1/267=1,814 кН;

F_>r>= F_>t>∙tgα/Cos=1,814∙tg20/Cos15=0,684 кН;

F_>а>= F_>t>∙tg=1.814∙tg15= 0,484 кН;

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни N_>FE>_>1> и колеса N_>FE>_>2> /6. с.43/:

N_>FE>_>1>=60∙n_>б>∙t_>0>∙_>F>; N_>FE>_>2>=60∙n_>T>∙t_>0>∙_>F>,

где _>F>_>
->параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен _>F>=0,2 /2. с.95/;

N_>FE>_>1>=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙10⁸циклов;

N_>FE>_>2>=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни K_>FL>_>1> и колеса K_>FL>_>2> /5. с.114/:

Принимаем

K_>FL>_>1>=K_>FL>_>2>=1. K_>FL>_>1>=⁹√N_>FO>_>1>/N_>FE>_>1> = 0,7;

K_>FL>_>2>=⁹√N_>FO>_>2>/N_>FE>_>2>= 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни _>FP>_>1> и колеса _>FP>_>2>/5. c.114/:

_>FP>_>1> =⁰_>FP>_>1>∙ K_>FL>_>1>

_>FP>_>2> =⁰_>FP>_>2>∙ K_>FL>_>2>,

Где ⁰_>FP>_>1>=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).

_>FP>_>1>=240∙0,7=168 МПа

_>FP>_>2>=240∙0,82=197 МПа

5.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

_>F> =Y_>>∙Y_>F>∙K_>F>∙F_>t>/ (b_>2>∙m)

В этой формуле F_>t>=1814 Н - окружное усилие; b_>2>=40 мм - ширина колеса; m_>n>=3,0 мм - модуль зацепления;

коэффициент наклона зуба

Y_>>=1-/140=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба Y_>F> зависит от эквивалентного числа зубьев

Z_>>=Z/Cos³; для Z_>>_>1>=Z_>1>/Cos³=17/Cos³1520,0 и

Z_>>_>>_>2>=Z_>2>/Cos³=90/Cos³15100,0

находим /7. с.101/ Y_>F>_>1>=4,09 и Y_>F>_>2>=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле

K_>F>=K_>F>_>>∙K_>F>_>>∙K_>F>_>>,

где K_>F>_>> - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен K_>F>_>>=1/7. с.92/; K_>F>_>> - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b_>1>/d_>1>=30/53=0,57; K_>F>_>>= K⁰_>F>_>>=1,06. K_>F>_>> - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости =2,72 м/с равен K_>F>_>>=1.03 /3. с.15/; следовательно, K_>F>=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

_>F>_>1> =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.

_>F>_>2> =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых _>F>_>1>=_>F>_>1>=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

Действующие напряжения изгиба при перегрузке _>Fmax>=_>F>∙ γ, где γ=Т_>пуск>/Т_>ном>=2,0

коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);

_>F>_>1>_>max> = 94∙2=188 МПа,

_>F>_>2>_>max> =95∙2=190МПа.

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

_>F>_>1>_>max>_>>=_>F>_>2>_>max>=430 МПа (табл.1), с

татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

_>в>=520 МПа; _>т>=280 МПа; τ_>т>=170 МПа; _>-1> =150 МПа;

τ_>-1> =150 МПа, _>τ>=0.

Диаметры выходных участков тихоходного d_>ТВ> и быстроходного d_>БВ> валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

d_>ТВ> = (5…6) ³√Т_>т>=34,3 мм, d_>БВ> = (7…8) ³√Т_>б>=28 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: d_>ТВ>=34 мм, d_>БВ>=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: l_>БВ1> =51 мм и l_>БВ2>=57 мм, l_>ТВ1>=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:

Индекс вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кг
d	D	B	R	C	Co

Б	206	30	62	16	1,5	19,5	10,0
Т	208	40	80	18	2	32	17,8

Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l_>1> = 51 мм, l_>2>= 57 мм в l_>3> = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d_>2>/2134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).

Передаваемый крутящий момент Т_>Т>= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:

F_>t>= 1,814 кН, F_>r> = 0,648 кН, F_>a>= 0,484 кН.

Поперечную силу F_>м>, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.

F_>M> = 0,3∙F_>r> = 0,3∙1,814 = 0,544 кН.

Определяем опорные реакции от сил F_>r> и F_>а> (плоскость YOZ):

Таблица 4

Индекс вала	Диаметр вала, мм	Размеры шпонки, мм	Момент сопротивления вала, СИ
B	H	l	t_>1>	t	W_>u>	W_>k>
Б	28	8	7	51	4,0	3,3
Т	34	10	8	57	5,0	3,3
Т	48	14	9	59	5,5	3,8

Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

М_>В>=0; Y_>A>∙ (l_>1>+l_>2>) - F_>r>∙l_>2>+F_>a>∙R=0;

Y_>A>= (684∙0,057-484∙0,1335) /0,108= - 0,2373 кН;

М_>А>=0; Y_>B>∙ (l_>1>+l_>2>) - F_>r>∙l_>1>-F_>A>∙R=0;

Y_>B>= (684∙0,057+484∙0,1335) /0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

Y=0; Y_>A>-F_>r>+Y_>B>=0;

0,2373-0,684+0,9213=0;

0=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_>У>:

M^c_>У>=Y_>a>·l_>1>= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;

M^c^’_>У>=Y_>в>·l_>2>=921,3·0,057=52,514 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_>t> (плоскость XOZ):

М_>В>=0; Х_>А>· (l_>1>+l_>2>) - F_>t>·l_>2>=0;

Х_>А>= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;

М_>А>=0; Х_>В>· (l_>1>+l_>2>) - F_>t>·l_>1>=0;

Х_>В>= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

Х=0; Х_>А>-F_>t>+Х_>В>=0;

0,957-1,814+0,875=0;

1,814-1,814=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_>Х>:

M^c_>х>=Х_>a>·l_>1>=957·0,051=48,81 Н·м;

M^c^’_>х>=Х_>в>·l_>2>=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента М_>U> от совместного действия сил F_>t>, F_>r>, F_>а> (рис.14. г):

М_>u>^c= ( (М_>х>^с) ²+ (М_>у>^с) ²) ^1/2 =50,29 Н·м;

М_>u>^c^’= ( (М_>х>^с’) ²+ (М_>у>^с’) ²) ^1/2 =71,72 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_>М>:

М_>В>=0; - R_>АМ> · (l_>1>+l_>2>) - F_>М>·l_>3>=0;

R_>АМ>= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН;

М_>А>=0; - R_>ВМ>· (l_>1>+l_>2>) - F_>М>· (l_>1>+l_>2>+l_>3>) =0;

R_>ВМ>=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН.

Проверяем правильность определения реакций:

F_>М>=0; R_>АМ> +_>>F_>М> - R_>ВМ>=0

0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_>М> от силы:

М^в_>м>= R_>АМ> · (l_>1>+l_>2>) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м;

М^с_>м>= R_>АМ> ·l_>1>= 297·0,051 =15,44 Н·м;

М^с’_>м>= R_>АМ> ·l_>2>= 297·0,057 =16,93 Н·м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента М_>> от совместного действия всех сил (рис.14. е):

М^c_>> =М^c_>u>+M^c_>m> =50,29+15,44=65,73 Н·м,

М^c^’_>> =М^c^’_>u>+M^c^’_>m> =71,72+16,93=88,65 Н·м,

М^B_>> =М^B_>u>+M^B_>m> =0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Т_>т>=242,1 Н·м.

6.2.2 Расчет вала на выносливость

В опасном сечении вала в точке С^’ (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент Т_>Т>=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу W_>u> и кручению W_>K> с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны W_>n>=14,5·10^-6 м³ и W_>K>=30,8·10^-6 м³ (табл.4).

Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:

=M/W_>n>=70,81/14,5·10^-6=4,5 МПа,

=T_>Т>/W_>K>=242,1/30,8·10^-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S_>> и касательных S_>> напряжениям:

S_>>=_>-1>/ (·K_>>/_>>·),

S_>>=2_>-1>/ ( ( (K_>>/_>>·) +_>>)),

где _>-1>=250 МПа, _>-1>=150 МПа, _>>=0 (см. п.6.1);

K_>> и K_>> - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

_>>_>>и _>> - масштабные факторы;  - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей _>>=250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K_>>/_>>=3.46 /7. с.300/ и

K_>>/_>>=1+0.6 ( (K_>>/_>>) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала R_>t>≤20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.

S_>>=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;

S_>>=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S= S_>>· S_>>/ (S_>>² +S_>>²) ^1/2=17,8·85, 19/ (17,8²+85, 19²) ^1/2=17,42.

Поскольку эта величина больше допускаемого значения [S] =2,5, то усталостная прочность вала обеспечена.

Расчет вала на статическую прочность.

При кратковременных перегрузках пиковые напряжения изгиба _>пик> и кручения _>пик> в опасном сечении:

_>пик> = ·=4,51.10^6.2 = 9,02 МПа,

_>пик>=·=7,86^.10⁶·2= 15,72 МПа.

Здесь коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя  =2 (см. п.3.1).

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S_>>_>Т> и касательным S_>>_>T> пиковым напряжениям:

S_>>_>Т>= _>Т>/_>пик>=280/9,02=31,04;

S_>>_>T> =_>T>/_>пик>=170/15,72=10,81.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении при кратковременной перегрузке:

S_>Т>= S_>>_>Т>· S_>>_>Т>/ (S_>>_>Т>² +S_>>_>Т>²) ^1/2=31,04·10,81/ (31,04²+10,81²) ^1/2=10,21

Так как эта величина больше допускаемого значения [S] =1,7, то статическая прочность вала обеспечена.

Проверка шпонок на смятие.

Выбранные в п.6.2.1 шпонки проверяем на смятие:

_>см>= 2T/ (l_>P>· (h-t) ·d) ≤ [_>см>],

где Т = 351,3·10^ЗН·мм - передаваемый крутящий момент; l_>P> - расчетная длина шпонки, которая для шпонок исполнения 1 равна l_>P> =l_>к>-b, l,b,h и t - размеры шпонок, зависящие от диаметра вала d, (табл.4); [_>см>] =800 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке /7. с.104/.

Для шпонки на выходном участке вала диаметром 34 мм:

_>СМ>=2·242,1·10³/ ( (8-3,3) ·0,045·0,034) =67,33 МПа

_>СМ> < [_>СМ>] =800 МПа.

Для шпонки на участке вала под ступицей колеса:

_>СМ>=2·242,1·10³/ ( (9-3,3) ·0,04·0,048) =44,24 МПа

_>СМ> < [_>СМ>] =800 МПа,

следовательно, прочность шпонок тихоходного вала обеспечена.

6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала

Суммарные радиальные реакции опор вала (см. п.6.2.1):

F_>ra>= (X²_>A>+Y²_>A>) ^1/2+R_>AM>= ( (0,957) ²+ (0,285) ²) ^1/2+0,297 = 1,296 кН;

F_>rb>= (X²_>B>+Y²_>B>) ^1/2+R_>BM>= ( (0,857) ²+ (0,9213) ²) ^1/2+0,842= 2,10 кН;

Будем считать, что осевая нагрузка F_>ra>=1,296 кН воспринимается опорой В, тогда более нагруженной является опора В, на которой действует радиальная F_>rb>=2,10 кН и осевая F_>ab>=0,225 кН нагрузки.

Эквивалентную статическую нагрузку С_>ОВ> определим как наибольшую из двух величин /7. с.366/:

C’_>OB>= F_>rb>=1,716 кН,

C’’_>OB>=X_>0>· F_>rb>+Y_>0>· F_>ab>=0.6·1,296+0.5·0,225=0,89 кН,

где Х_>0> и Y_>0> - коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки, которые для радиальных однорядных шарикоподшипников равны Х_>0>=0,6 и Y_>0>=0,5 /7. с.366/. следовательно расчетное значение эквивалентной статической нагрузки равно С_>ОВ>= 0,89 кН.

Коэффициент осевого нагружения при отношении

F_>ab>/C_>OB>=0,225/0,89=0,25

для радиальных однорядных шарикоподшипников равен е=0,15 /7. с.360/.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P= (V·X·F_>rb>+Y·F_>ab>) ·K_>>·K_>T>,

Где V=1 - коэффициент вращения /7. с.359/; X=1 и Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки.

F_>ab>/ (V·F_>rb>) = 0,225/ (1·1,296) =0,173 <e=0,15 /7. с.360/;

К_>b>=1 - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке без толчков; К_>Т>=1 - температурный коэффициент при температуре нагрева подшипника менее 100С /7. с.359/;

P= (1·1·1,296+0·0,225) ·1·1=1,521 кН.

Номинальная долговечность выбранного в п.6.1 радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии №206 (табл.4)

α_>h>=10⁶/ (60·n_>T>) · (C/P) ³;α_>h> =10⁶/ (60·200) · (19,5/1,521) ³=175604 часов.

эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода t_>P>=9928 часов.

6.4 Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при d_>M>=28 мм (рис.9) и

Т = T_>Т> = 242,1 Н·м (см. п.3.4) выбираем по ГОСТ 20742-81 /7, с.461, табл.15.3/ муфту МЦ-30

([T] = 500 Н·м), схема и основные размеры которой представлены на рис.15. В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d=28 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку на смятие ее упругого элемента и пальцев на изгиб не производим.

Следовательно, прочность муфты обеспечена. Схема и основные размеры муфты МВП представлены на рис.15.6

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

Корпус редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры основных элементов корпуса в области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла (рис.17,18) определены в зависимости от межосевого расстояния а_>Т>=160 мм согласно рекомендациям /2. с.99-101/.

7.2 Рама привода

Несущим элементом рамы привода является швеллер, типоразмер которого, а также размеры косой шайбы и платика определены в зависимости от наибольшего диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В нашем случае (рис.8,16), большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора - М15, которому, согласно рекомендациям /2. с.102/ соответствует швеллер №12, ГОСТ 8240-72 (рис. 19).

Кожух ограждения муфты МВП-32 (рис. 20), установленный на раме привода, выполнен из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения

8.1 Смазка зубчатых колес

Смазывание зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с /3. с.148/.

Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при = 2,72 м/с и

_>Н>=800 МПа <1000 МПа (см. п.4.1) при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм²/с, которой обладает масло "Индустриальное И-50А" по ГОСТ 20799-75 /3. с.118, табл.11.1 и 11.2/.

Уровень погружения зубчатых колес в масляную ванну назначаем 0,2d_>а2>/3. с.148/. Объем заливаемого масла определяем с учетом объема внутренней полости редуктора (рис.1)

V_>масла>= 18,2.351.62.10^-3= 396,1дм³.

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

Поскольку наибольшее значение произведения d_>ср>·n= 60·1000=6·10⁴ мм·об/мин (где - d_>ср> средний диаметр подшипника, мм; n - частота вращения вала, об/мин) меньше 300·10³ мм·об/мин /7. с.355/, то для смазывания опорных узлов редуктора используем пластичную смазку.

С учетом условий эксплуатации выбираем солидол синтетически (солидол С) по ГОСТ 4366-76 /7. с.352, табл.12.22/.

Объем смазки: 2/3 свободного объема полости подшипникового узла тихоходного и промежуточного валов и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала /7. с.355/.

Для отделения узла подшипника от общей системы смазки используем мазеудерживающие кольца (рис.1), предохраняющие пластичную смазку от вымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках тихоходного и быстроходного валов используем уплотнители из войлока, встроенные в накладные крышки.

9. Охрана труда, техническая эстетика

Cцелью обеспечения безопасности монтажа и удобства технического обслуживания оборудования предусмотрены следующие мероприятия.

В конструкции корпуса редуктора имеется проушины и приливы, обеспечивающие надежное крепление чалочного троса (рис.2), аналогичную Функцию выполняет рем-болт на корпусе электродвигателя (рис.1). Электродвигатель и другие токопроводящие части привода заземлены.

Вращающиеся части привода в местах соединения выходных участков валов (рис.1), а также открытая зубчатая передача имеют ограждения.

Для заливки масла в корпус редуктора и визуального контроля рабочие поверхностей зубчатой передачи предусмотрен люк с ручкой-отдушиной. Контроль уровня и замены отработанного масла в плановые сроки (через 400...600 часов эксплуатации) осуществляются с помощью маслоуказателя и сливной пробки соответственно (рис.2),

С целью герметизации корпуса редуктора его поверхности разъема покрываются при сборке жидким стеклом, места соединения люка и сливной пробки с корпусом редуктора имеют резиновые уплотнения (рис.2).

Для облегчения демонтажа крышки корпуса редуктора предусмотрен отжимной винт. Демонтаж манжетных уплотнений осуществляется при помощи отверстий в крышках подшипников (рис.2).

После монтажа и заливки масла редуктор подвергается обкатке в течение 4 часов без нагрузки.

Внутренние поверхности корпуса редуктора, а также муфт МВП-32 покрашены в красный цвет, остальные элементы привода - в серый.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет плавные скругленные формы, без заусенцев и острых кромок.

10. Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод пластинчатого двухпоточного конвейера" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры.

По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Из предварительного расчета валов редуктора на кручение определены их размеры, разработана компоновочная схема редуктора и составлена расчетная схема тихоходного вала. По результатам проверочных расчетов тихоходного вала по нормальным и касательным напряжениям установлена его усталостная и статическая прочность. Осуществлена проверка прочности шпоночных соединений и работоспособности подшипников. Подобрана стандартная приводная муфта.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, сборочный чертеж редуктора, спецификации привода пластинчатого двухпоточного конвейера и редуктора, таблица допусков и посадок, рабочие чертежи тихоходных вала и колес

11. Библиографический список

Басов А.И. Механическое оборудование обогатительных фабрик и заводов тяжелых цветных металлов, - М.: Металлургия, 1984, - 352 с.
Теплышев П.П., Чиченев Н.А. Механическое оборудование обогатительных фабрик: Учебное пособие. - М.: изд. МИСиС, 1986. - 104 с.
Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.
Лисицын А.А. Анциферов В.Г. Детали машин. Учебное пособие. Раздел: Зубчатые и червячные передачи. Цилиндрические зубчатые передачи. - М.: изд. МИСиС, 1979, - 120 с.
Свистунов Е.А., Чиченев Н.А. Расчет деталей и узлов металлургических машин: Справочник. - М.: Металлургия, 1985. - 184 с.
Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский. Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.