Привід пластинчастого конвеєра Кінематична схема

Московський Державний Технічний Університет

імені М. Е. Баумана

Калузький філія

Факультет: Конструкторсько-механічний (КМК)

Кафедра: «Деталей машин і підйомно-транспортного устаткування» (К3-КФ)

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсового проекту

з дисципліни: Деталі машин

на тему: Привід пластинчастого конвеєра

варіант: 38.02

Калуга 2008

Зміст

1. Кінематична схема механізму

2. Вибір електродвигуна

3. Визначення загального передаточного числа приводу і розбивка його по щаблях

4. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу

5. Визначення допустимих напружень для розрахунку косозубой циліндричної передачі редуктора.

6. Визначення основних параметрів закритої косозубой циліндричної передачі

7. Розрахунок валів

8. Розміри конструктивних елементів косозубих коліс.

9. Розрахунок ланцюгової передачі. .

10. Вибір і перевірка підшипників кочення за динамічної вантажопідйомності

11. Перевірочний розрахунок найбільш навантаженого валу на втомну міцність і жорсткість

12. Перевірочний розрахунок валу по перевантажень

13. Перевірочний розрахунок вала на жорсткість.

14. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань

Література

1. Кінематична схема механізму

2. Вибір електродвигуна

Розрахунок ККД приводу:

,

Де - ККД муфти 1

- ККД швидкохідної щаблі циліндричної передачі з урахуванням втрат в підшипниках

- ККД проміжної щаблі циліндричної передачі з урахуванням втрат в підшипниках

- ККД тихохідної щаблі циліндричної передачі з урахуванням втрат в підшипниках

- ККД ланцюгової передачі

- ККД підшипника 5-го валу

Визначення необхідної потужності електродвигуна:

;

Частота обертання приводного валу:

;

;

визначення передаточного числа:

Приймаються (По табл. 2.1)

Приймаються

Вибираємо двигун АІР100 S А4

3. Визначення загального передаточного числа приводу і розбивка його по щаблях

За табл. 2.3 →

4. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу

Визначимо потужності:

Визначимо частоту обертання:

Визначимо крутні моменти:

Зведена таблиця

5. Визначення допустимих напружень для розрахунку косозубой циліндричної передачі редуктора

Швидкохідна щабель

Вихідні дані

Матеріали та термічна обробка:

Шестерня Z ₁ Колесо Z ₂

Сталь 35ХМ, поліпшення і гарт ТВЧ Сталь 35ХМ, поліпшення

наскрізна з охопленням западин

Передаточне число

Режим навантаження 3

Рішення

Коефіцієнт приведення для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Числа циклів зміни напруг відповідні тривалого межі

витривалості для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Сумарний час роботи передачі:

Сумарне число циклів зміни напруг:

Еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Гранично допустимі напруги для розрахунків на міцність при дії пікових навантажень на контактну міцність:

на згинальну міцність:

Допустимі напруги для розрахунку на контактну витривалість:

;

Оскільки різниця твердість

і ,

Приймаються менше значення

Допустимі напруги для розрахунку на згинальну витривалість:

Проміжна ступінь

Вихідні дані

Матеріали та термічна обробка:

Шестерня Z ₃ Колесо Z ₄

Сталь 35ХМ, поліпшення і гарт ТВЧ Сталь 35ХМ, поліпшення

наскрізна з охопленням западин

Передаточне число

Режим навантаження 3

Рішення

Коефіцієнт приведення для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Числа циклів зміни напруг відповідні тривалого межі витривалості для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Сумарний час роботи передачі:

Сумарне число циклів зміни напруг:

Еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Гранично допустимі напруги для розрахунків на міцність при дії пікових навантажень

на контактну міцність:

на згинальну міцність:

Допустимі напруги для розрахунку на контактну витривалість:

;

Оскільки різниця твердість

і ,

Приймаються менше значення

Допустимі напруги для розрахунку на згинальну витривалість:

Тихохідна щабель

Вихідні дані

Матеріали та термічна обробка:

Шестерня Z ₅ Колесо Z ₆

Сталь 35ХМ, поліпшення і гарт ТВЧ Сталь 35ХМ, поліпшення

наскрізна з охопленням западин

Передаточне число

Режим навантаження 3

Рішення

Коефіцієнт приведення для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Числа циклів зміни напруг відповідні тривалого межі витривалості для розрахунків

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Сумарний час роботи передачі:

Сумарне число циклів зміни напруг:

Еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку

на контактну витривалість:

на згинальну витривалість:

Гранично допустимі напруги для розрахунків на міцність при дії пікових навантажень на контактну міцність:

на згинальну міцність:

Допустимі напруги для розрахунку на контактну витривалість:

;

Оскільки різниця твердість

і ,

Приймаються менше значення

Допустимі напруги для розрахунку на згинальну витривалість:

6. Визначення основних параметрів закритої косозубой циліндричної передачі

Швидкохідна щабель

Типовий режим навантаження 3

Розрахунковий ресурс:

Попереднє значення міжосьової відстані:

Рекомендований ступінь точності - 8 (табл.5.5)

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Проміжна ступінь

Типовий режим навантаження 3

Розрахунковий ресурс:

Попереднє значення міжосьової відстані:

Рекомендований ступінь точності - 8 (табл.5.5)

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Тихохідна щабель

Типовий режим навантаження 3

Розрахунковий ресурс:

Попереднє значення міжосьової відстані:

Рекомендований ступінь точності - 8 (табл.5.5)

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Виходячи з конструктивних особливостей редуктора, приймаємо:

Швидкохідна ступінь:

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Проміжна ступінь

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Тихохідна щабель

Робоча ширина вінця колеса:

Робоча ширина шестерні:

Модуль передачі:

Приймаються

Діаметри ділильних кіл d:

Сумарне число зубів і кут нахилу зуба:

Швидкохідна ступінь:

Проміжна ступінь

Тихохідна щабель

Остаточні діаметри ділильних кіл d:

Діаметри кіл вершин d _a і западин зубів d _f:

Відстані між деталями передач:

7. Розрахунок валів

Швидкохідний I

Проміжний II

Проміжний III

Тихохідний IV

8. Розміри конструктивних елементів косозубих коліс

Швидкохідна ступінь:

Проміжна ступінь

Тихохідна щабель

9. Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані:

Призначимо однорядну роликову ланцюг типу ПР.

Попереднє значення кроку ланцюга

Найближчі значення кроків за стандартом:

Р = 38,1 мм; значення А = 394,3 мм ^2;

Р = 31,75 мм; значення А = 262 мм ^2;

Вибираємо ПР-38 ,1-12700 А = 394,3 мм ^2.

Призначення основних параметрів:

а) число зубів ведучої зірочки:

б) міжосьова відстань:

Визначення тиску в шарнірі:

Окружна сила, передана ланцюгом:

Тиск в шарнірі однорядною ланцюга:

Обрана ланцюг ПР-38 ,1-12700 підходить.

Її параметри: крок , Діаметр роликів , Відстань між внутрішніми пластинами , Ширина внутрішньої пластини , Найбільша ширина ланки

Кількість зубів веденої зірочки

Частота обертання веденої зірочки:

Ділильний діаметр ведучої зірочки:

Діаметр окружності виступів ведучої зірочки:

Ділильний діаметр веденої зірочки:

Діаметр окружності виступів веденої зірочки:

Діаметр обода ведучої зірочки:

Діаметр обода веденої зірочки:

Ширина зуба зірочки:

Міжосьова відстань:

Потрібне число ланок ланцюга:

Приймаються W = 135

Уточнене міжосьова відстань:

Отримане значення зменшуємо на

Остаточне значення міжосьової відстані:

Навантаження на вали зірочок:

10. Вибір і перевірка підшипників кочення за динамічної вантажопідйомності

Для тихохідного вала № 4 редуктора виберемо роликопідшипники конічні однорядні легкої серії .

Для нього маємо: - Діаметр внутрішнього кільця, - Діаметр зовнішнього кільця,

- Ширина підшипника, - Динамічна вантажопідйомність, - Статична вантажопідйомність, - Гранична частота обертання при пластичної мастилі. На підшипник діють сили:

- Осьова сила, - Радіальна сила.

Необхідний ресурс роботи , , Y = 1,804 при F _a / VF _r> e .. - Коефіцієнт безпеки; - Температурний коефіцієнт;

- Коефіцієнт обертання.

Визначаємо консольну навантаження на вал отцепной передачі:

Визначимо реакції опор підшипників:

Визначимо реакції опор у вертикальній площині.

1. , , .

Звідси знаходимо, що .

2. , , .

Отримуємо, що .

Виконаємо перевірку:

, , , .

Отже вертикальні реакції знайдені вірно.

Визначимо реакції опор в горизонтальній площині.

3. , , , Отримуємо, що .

4. , , , Звідси .

Перевіримо правильність знаходження горизонтальних реакцій:

, , , - Вірно.

Судячи з реакцій опор найбільш навантаженої точкою буде точка А.

Сумарна реакція опор для точки А

Визначаємо еквівалентну навантаження для опори:

.

Отже, X = 1, Y = 0.

Визначаємо еквівалентну радіальну динамічне навантаження

Розрахуємо ресурс прийнятих підшипників,

мільйонів оборотів, або

годин, що задовольняє вимогам.

11. Перевірочний розрахунок найбільш навантаженого валу на втомну міцність і жорсткість

Проведемо розрахунок тихохідного валу.

За епюра видно що найнебезпечніше перетин у точці В. Сумарний згинальний момент дорівнює:

Нормальні напруження змінюється по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому. Для симетричного циклу амплітуду нормальних напружень можна знайти за формулою:

,

де М - згинальний момент, W - момент опору вигину для даного небезпечногоперетину дорівнює:

Для визначення дотичних напружень скористаємося формулою:

;

де Т-крутний момент, а - Момент опору крученню, урахуванням того, що в небезпечному перетин вал всередині зі шліцами а зовні гладкий вал, отримаємо:

Амплітуда нормальних напруг вигину:

МПа.

Середня напруга

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень в небезпечному перерізі:

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях

;

Де МПа - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі. МПа .- приділ витривалості при симетричному циклі кручення. і - Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу тіла при вигині і крученні; - Коефіцієнт впливу шорсткості тіла.

Коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу приймемо рівними: .

Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, для загартування в ТВЧ

За розділів додатка вибираємо: . Після вибору всіх коефіцієнтів і відшукання напруг визначимо:

;

Загальний коефіцієнт втомної міцності:

.

А допустиме значення для S = 1.5 .. 2.5. Можна зробити висновок, що запас міцності вала дозволяє нормально працювати валу при даних навантаженнях.

12. Перевірочний розрахунок валу по перевантажень

Перевіримо статичну міцність при перевантаженнях, визначимо її за формулою:

,

При напруги можуть збільшуватися в 2.2 рази і складуть:

МПа

МПа

МПа

Еквівалентна напруга в небезпечному перетин:

МПа. Умова міцності виконується.

13. Перевірочний розрахунок вала на жорсткість

За умовами роботи зубчастого зачеплення небезпечним є прогин вала під шестірнею. Враховуючи, що діаметр валу тихохідного колеса, набагато більше від потрібної, з-за конструктивних особливостей редуктора, і запас міцності також перевершує необхідне значення, то розрахунок вала на жорсткість проводити недоцільно.

14. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань

Розрахунок шпонкових з'єднань полягає у перевірці умови міцності матеріалу шпонки на зминання.

1. З'єднання швидкохідного валу з муфтою. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості. Визначаємо робочу довжину шпонки:

.

Умова міцності:

2. З'єднання проміжного вала із зубчастим колесом. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.

Визначаємо робочу довжину шпонки:

..

Умова міцності:

3. З'єднання проміжного вала із зубчастим колесом. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.

Визначаємо робочу довжину шпонки:

..

Умова міцності:

4. З'єднання тихохідного валу і зірочки. Маємо: - Крутний момент на валу, - Діаметр валу, - Її ширина, - Висота шпонки, - Глибина паза валу, - Глибина паза маточини, - Допустиме напруження на зминання, - Межа текучості.

Визначаємо робочу довжину шпонки:

.

Умова міцності:

Література

1. П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком, "Конструювання вузлів і деталей машин", Москва, "Вища школа", 1985 р.

2. Д.М. Решетов, "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1989   р.

3. Р.І. Гжіров, "Короткий довідник конструктора", "Машинобудування", Ленінград, 1983 р.

4. Атлас конструкцій "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1980 р.

5. Л.Я. Перель, А.А. Філатов, довідник "Підшипники кочення", Москва, "Машинобудування", 1992 р.

6. А.В. Буланже, Н.В.   Палочкін, Л.Д. Часовник, методичні вказівки з розрахунку зубчастих передач редукторів і коробок швидкостей по курсу "Деталі машин", частина 1, Москва, МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1980   р.

7. В.Н. Іванов, В.С. Баринова, "Вибір і розрахунки підшипників кочення", методичні вказівки по курсовому проектуванню, Москва, МГТУ ім.   Н.Е. Баумана, 1981 р.