311-2 Зябликов (Моя записка 311-2 Word)

Посмотреть архив целиком


Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им. Н.Э.Баумана


Кафедра «Детали машин»











ПРИВОД ЦЕПНОГО ТРАНСПОРТЁРА

Пояснительная записка


ДМ 311-02.00.00 ПЗ
















Студент (ЛомовцеваА.А.) Группа Э10-61


Руководитель проекта (Зябликов В.М.)











2009 г.

СОДЕРЖАНИЕ

С.


Техническое задание……………………………………………………..….....3

Введение…………………………………………………………………….. ....4

1. Кинематический расчёт привода.….……………………………………..…5

2. Расчёт зубчатой передачи..……………………………………………….…6

2.1. Исходные данные для расчёта на ЭВМ...………………………………...6

2.2. Анализ результатов расчёта на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки……………………..…..………………………...7

3. Эскизное проектирование …………...………………………….……….… .8 3.1.Предварительный расчёт валов…………………………………………….8

3.2. Выбор подшипников ………………………………………..……….…….8

4. Расчёт соединений………………………………....…...…………………….9

4.1. Соединение с натягом …………………………….……………………….9

4.2 Фрикционное соединение коническими кольцами………………………10

4.3. Шпоночные соединения …………………..…………………………........11

4.4. Сварное соединение…. …………………..………………………………..12

5. Расчёт подшипников ……………….………………..………………….…...13

5.1. Расчёт подшипников на быстроходном валу…………………………….13

5.2. Расчёт подшипников на промежуточном валу…………………………...16

5.3. Расчёт подшипников на тихоходном валу…………………………….19

5.4. Расчёт подшипников на приводном валу…………..………………….23

6. Расчёт валов на статическую прочность и сопротивление усталости…….24

6.1. Расчёт быстроходного вала..……………..…………………………….25

6.2. Расчёт промежуточного вала……………..……………………………28

6.3. Расчёт тихоходного вала……….……………………………………….30

6.4. Расчёт приводного вала……………………..………………………….38

7. Выбор смазочных материалов и системы смазывания …………………….39

8. Расчёт и конструирование упруго-предохранительной муфты……………41

9. Список использованной литературы ……..…………………………...…….43








Техническое задание.













































Введение.


Цепной транспортёр предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки штучных грузов.

Движение тяговой цепи осуществляется посредством двух звёздочек. Передача вращения на них осуществляется посредством цилиндрического двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью и асинхронного электродвигателя. Передача вращения от двигателя к редуктору осуществляется через упругую муфту. Соединение приводного и тихоходного валов осуществляется посредством упруго-предохранительной муфты. Приводная станция смонтирована на сварной раме транспортёра.

Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380В. Расчетный ресурс 15000 часов при надежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление серийное - 1000 штук в год.

























1. Кинематический расчёт привода

Мощность на выходе:

где - окружная сила, 6300 Н; - скорость цепи, 0,71 м/с

кВт

Требуемая мощность электродвигателя:

где общ – КПД привода; общ = 2зуб 2муфты опор=

кВт

Минимальная требуемая частота вращения вала двигателя:

- частота вращения выходного вала

- диаметр тяговой звёздочки

где -шаг цепи транспортёра, 100 мм; -число зубьев звёздочки, 6 шт.

мм;

Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, выбран электродвигатель АИР 132S6 с мощностью Pэ=5,5кВт и частотой nэ=960 .

Общее передаточное число редуктора:




2. Расчёт зубчатой передачи


2.1. Исходные данные для расчёта на ЭВМ


Вращающий момент на тихоходном валу, Нм………………….649.4

Частота вращения тихоходного вала, мин-1……………………….………67.8

Ресурс, час………………………………………………………………….15000

Режим нагружения……………………………………………………………….2

Передаточное отношение редуктора……………………………………..14.15

Коэффициент ширины венца ……………………………………………….0,315

Степень точности…………………………………………………………………7

Коэффициент запаса по изгибной прочности………………………………..2,2

Минимальное допустимое число зубьев шестерни………………………….12




























2.2. Анализ результатов расчёта на ЭВМ и

выбор варианта для конструктивной проработки.


По рассчитанным данным были построены графики зависимости диаметра впадин шестерни, массы редуктора, массы колёс, суммарного межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней. Исходя из минимальных размеров и массы редуктора, следовательно, и стоимости, был выбран 5 вариант.


3. Эскизное проектирование

3.1. Предварительный расчёт валов


Крутящий момент на валах:

Быстроходного TБ= 46.8 Hм

Промежуточного Tпр= 180.7 Hм

Тихоходного Tт= 649.4 Hм

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

Для быстроходного:

Для промежуточного:

Для тихоходного:

.


3.2. Выбор подшипников


Для быстроходного вала: 206 d=30мм, D=62мм, В=16мм;

Для промежуточного: 7206А d=30мм, D=62мм, В=16мм;

Для тихоходного: 211 d=55мм, D=100мм, В=21мм; схема


4. Расчёт соединений

4.1. Соединение с натягом


Исходные данные:

Т=649.4 Нм - вращающий момент на колесе;

d=71мм- диаметр соединения,

d2=105мм- диаметр ступицы колеса,

l=80мм- длинна сопряжения.

1) Среднее контактное давление:

, где К=3- коэффициент запаса сцепления;

f- коэффициент сцепления, f=0,08материал пары: сталь-сталь, сборка запрессовкой.

2) Деформация деталей:

, где С12- коэффициенты жёсткости,

С1=0,7, С2=2,98

Е- модуль упругости, Е=2,1*105 МПа; -коэффициент Пуассона, =0,3

3) Поправка на обмятие микронеровностей:

, где Ra1, Ra2- средние арифметические

отклонения профиля поверхностей.

4) Минимальный натяг:

5) Максимальный натяг:

где - максимальная деформация;

6) Выбор посадки:

По значениям назначаю посадку:

7) Сила запрессовки:

=0.2 коэффициент сцепления при запрессовке.


4.2.Фрикционное соединение коническими кольцами.


Соединения передают моменты и осевые силы за счет использования сил трения на поверхностях контакта вала и ступицы с пружинными кольцами. При затягивании винта в ступице пружинные кольца надвигают одно на другое. Наружные кольца при этом растягивают и плотно прижимают к ступице, а внутренние кольца сжимают и плотно прижимают к валу.

Соединение допускает монтаж ступицы на вал в любом угловом и осевом положениях, обеспечивают легкую сборку, разборку, не ослабляют сечение вала пазами или проточками.

Один комплект колец диаметром d=36 мм может передать вращающий момент Т=147 Нм. Второй комплект, установленный рядом с первым, передает половину нагрузки-73.5Нм.Таким образом, четыре комплекта колец обеспечивают передачу вращающего момента :147+73.5+36.75+18.38=275.6Нм,что гарантирует передачу заданного момента Т=180.7Нм.

Необходимую для сборки силу затяжки комплекта колец

сила, необходимая для деформирования колец при выборке посадочных зазоров

сила, необходимая для создания посадочного давления на валу

4.3. Шпоночные соединения


1) Шпоночное соединение муфты и быстроходного вала:

Расчёт на прочность по критерию смятия:

,

- допускаемое напряжение смятия, МПа.,

Т=46.8 Нм - вращающий момент на валу;

d= 25 мм; мм - рабочая длина шпонки,

Предварительно выберем шпонку ГОСТ 23360-78

Следовательно, шпонка пригодна.

2) Шпоночное соединение крепления тяговой звёздочки:

,

Т=630 Нм;

D=71 мм ;

рабочая длина шпонки,

Предварительно выберем шпонку ГОСТ 23360-78

шпонка пригодна.

3) Шпоночное соединение муфты с тихоходным и приводным валом:

Расчёт на прочность по критерию смятия:

Т=649.4 Нм;

D=45 мм ;

рабочая длина шпонки,

,

Предварительно выберем шпонку ГОСТ 23360-78

Следовательно, шпонка пригодна.

4.4. Сварное соединение


Передаваемый момент на звёздочке приводного вала: 324.7Н, диаметр соединения: 112мм, сварка тавровая с катетом шва 4мм ГОСТ 5264-80.

Касательные напряжения:

Следовательно, сварное соединение пригодно







5.Расчет подшипников.

5.1Расчет подшипников на быстроходном валу


Силы в зацеплении:

Частота вращения вала

Необходимый ресурс 15000 часов.

Составим уравнения моментов относительно опор в двух плоскостях:


Отсюда реакции опор:

Радиальные нагрузки от действия полумуфты при моменте на валу T=323.2H·м

Суммарные реакции опор от действия сил в зацеплении и консольных сил

а) Расчет по эквивалентным нагрузкам

режим нагружения – 2, следовательно, коэффициент эквивалентности КЕ=0,63 ,тогда эквивалентные нагрузки:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 205:

d=30

D =62 мм

Dш = 9.525 мм

Cr =19500 H

Cor = 10000 H

Для радиальных шарикоподшипников:

Fa1 = 0

Fa2 = Fa

Fa2 = 137 H

где V-коэффициент вращения кольца, V=1

Тогда, эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

КБ=1,4-коэффициент динамической нагрузки,

КТ=1- температурный коэффициент.

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный ресурс

где К=3для шариковых подшипников;

КТ=1- температурный коэффициент;

КБ- коэффициент динамической нагрузки;

a1=1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности(вероятность безотказной работы 90%);

a23=0,7- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости особых свойств подшипника, которые он приобретает вследствие применения спец. материалов или спец. процессов производства.

Для подшипника более нагруженной опоры 1 проверка условия

, тогда для опоры 1: X=0.56, Y=0.44/e=1.7;

7) проверка на статическую грузоподъёмность:

для шариковых радиальных подшипников:

Х0 =0.6-коэффициент радиальной статической нагрузки

Y0=0.5=0.88-коэффициент осевой статической нагрузки

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенный подшипник 205 пригоден, при надёжности 90%.

5.2.Расчет подшипников на промежуточном валу

Силы в зацеплении:

Частота вращения вала:

n=267.9 об/мин

Необходимый ресурс 15000 часов.

Составим уравнения моментов относительно опор в двух плоскостях:

Отсюда реакции опор:

а) Расчет по эквивалентным нагрузкам

режим нагружения – 2, следовательно КЕ=0,63 ,тогда

Схема установки – враспор

Предварительно назначаем роликовые конические подшипники 7206А легкой серии:

d =30 мм

D = 62 мм

Cr = 38000 H

Cor = 25500 H

e =0.37

Y=1.6

Y0=0.9

3) минимальная осевая сила:

Так как

, тогда для опоры 1: X=1, Y=0;

, тогда для опоры 1: X=0,44, Y=1,6;

4) эквивалентная динамическая нагрузка:

где К=10.3 для роликовых подшипников;

КТ=1 - температурный коэффициент;

КБ=1.4 - коэффициент динамической нагрузки;

a1=1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности;

a23=0,6- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости особых свойств подшипника, которые он приобретает вследствие применения спец. материалов или спец. процессов производства.

Заданный ресурс обеспечен.

Проверка условия

Так как то

, тогда для опоры 1: X=1, Y=0;

7) проверка на статическую грузоподъёмность:

Х0 =0.5-коэффициент радиальной статической нагрузки

Y0=0.22ctg14=0.88-коэффициент осевой статической нагрузки

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенный подшипник 7206А пригоден, при надёжности 90%.


5.3.Расчет подшипников на тихоходном валу

Силы в зацеплении:

Частота вращения вала:

n=67.8 об/мин

Необходимый ресурс 15000 часов.

Составим уравнения моментов относительно опор в двух плоскостях:

Отсюда реакции опор:

Радиальные нагрузки от действия полумуфты при моменте на валу T=46.8H·м

Суммарные реакции опор от действия сил в зацеплении и консольных сил

а) Расчет по эквивалентным нагрузкам

режим нагружения – 2, следовательно ,КЕ=0,63 ,тогда

Схема установки – враспор

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники 211 легкой серии:

d =55 мм

D = 100 мм

Dш = 14.288 мм

Cr =43.6 кH

Cor = 25 кH

Для радиальных шарикоподшипников:

Fa2 = 0

Fa1 = Fa

Fa1 = 1118.9 H

коэффициент осевого нагружения

где V-коэффициент вращения кольца, V=1

Тогда, эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

КБ=1,4-коэффициент динамической нагрузки,

КТ=1- температурный коэффициент.

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный ресурс

где К=3для шариковых подшипников;

КТ=1- температурный коэффициент;

КБ- коэффициент динамической нагрузки;

a1=1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности(вероятность безотказной работы 90%);

a23=0,7- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости особых свойств подшипника, которые он приобретает вследствие применения спец. материалов или спец. процессов производства.

Для подшипника более нагруженной опоры 1 проверка условия

, тогда для опоры 1: X=1, Y=0;

7) проверка на статическую грузоподъёмность:

для шариковых радиальных подшипников:

Х0 =0.6-коэффициент радиальной статической нагрузки

Y0=0.5=0.88-коэффициент осевой статической нагрузки

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенный подшипник 211 пригоден, при надёжности 90%.




5.4.Расчет подшипников на приводном валу


Радиальная сила на приводном валу:

Частота вращения вала

Необходимый ресурс 15000 часов

Отсюда реакции опор

консольная сила:

а) Расчет по эквивалентным нагрузкам

режим нагружения – 2, следовательно КЕ=0,63 ,тогда

2) предварительно назначим подшипник 1212, схема «враспор»:

Тогда, эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

КБ=1,4-коэффициент динамической нагрузки,

КТ=1- температурный коэффициент.

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный ресурс

где К=3для шариковых подшипников;

КТ=1- температурный коэффициент;

КБ- коэффициент динамической нагрузки;

a1=1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности(вероятность безотказной работы 90%);

a23=0,6- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости особых свойств подшипника, которые он приобретает вследствие применения спец. материалов или спец. процессов производства.

Для подшипника более нагруженной опоры 1 проверка условия

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенный подшипник 1212 пригоден, при надёжности 90%.

    1. 6.Проверочный расчет валов на прочность.


Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.


По эпюрам определяем опасные сечения.




6.1. Расчет быстроходного вала.




6.1.1. Расчет на статическую прочность.


Коэффициент перегрузки

где Тmax – максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax – суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax – крутящий момент, – осевая сила, W и Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А – площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Сечение1



















Значит, быстроходный вал в сечении 1 прочен.


Сечение 2













Значит, быстроходный вал в сечении 2 прочен.



















Промежуточный вал





Сечение 1





















сечение 2



































1. Расчет тихоходного вала.