Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Г получим:

Суммарные реакции опор:

Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Г. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала.

7.3.2 Проверка долговечности подшипников

На тихоходный вал принят подшипник №46219. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность С = 98 кН, статическая грузоподъёмность Со = 73 кН. Эквивалентная нагрузка на подшипник:

Рэ= (XVR +YFa) KбKm

где X коэффициент радиальной нагрузки. Определяем по таблице 6.1 [3], для угла контакта 26 градусов, отношения Fa /VR= 3114/1·7835 = 0.4, e=0.68. Так как Fa /VR < e, то X=1, Y=0.92.

V = l - коэффициент учитывающий вращение колец, (стр.103 [3]);

Кб = 1,2 - коэффициент безопасности, принят по таблице 6.3 [3] ;

Кт = 1 - температурный коэффициент, принят по таблице 6.4 [3].

Рэ= (1·1·7835+0.92·3114) ·1.2·1=12840 H

Расчётная долговечность подшипника в часах:

где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации, (стр.105 [3]);

Р = 3 - показатель степени для шариковых подшипников, (стр.105 [3]). Такая долговечность превышает ресурс привода, следовательно, принятый подшипник подходит.

8. Конструирование элементов цилиндрической передачи

Шестерню выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.

При мелкосерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.8.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.

Размеры колеса вычисляем в зависимости от диаметра тихоходного вала под колесо и ширины колеса вычисленных ранее. Расчёт ведём в соответствии с ([3], стр.64).

Диаметр ступицы:

dcm= 1.55dk= 1.55·105 = 162.75 мм

принимаем dcm= 170 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2.2m + 0.05b2 = 2.2·2 + 0.05·92 = 9 мм

Фаска: f=0.6·m = 0.6·2 = 1.2 мм принимаем в соответствии с табл.4.1 [3] f = 1.2 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки.

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1.6, шероховатость посадочной поверхности RaO.80, шероховатость торцовых Рис.8.1. поверхностей колеса Ral6 6, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Для того, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений на посадочной поверхности колеса назначаем допуск цилиндричности посадочной поверхности колеса 0.12. Для того чтобы создать точную базу для подшипника назначаем допуск перпендикулярности торца колеса 0.04.

9. Расчёт шпонок

Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению напряжения смятия.

Шпонка соединения ведомого шкива и быстроходного вала:

где h = 8мм - высота шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала; lP=l-b= 50-10 = 40 мм - рабочая длина шпонки; l = 50 мм - длина шпоночного паза; b = 12 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

где d = 80 мм - диаметр выходного конца вала; h=14 мм - высота шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза шпонки; lP=l-b = 110-22 = 88 мм - рабочая длина шпонки; l=110 мм - длина шпоночного паза; b=22 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:

где d = 105 мм - диаметр участка вала под колесом; h = 14 мм - высота шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза; lP=l-b = 80-22 =118 мм - рабочая длина шпонки; l = 80 мм - длина шпоночного паза; b =22 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Шпонка соединения тихоходного вала и полумуфты:

где h = 14 мм - высота шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала; lP=l-b =110-22= =88 мм - рабочая длина шпонки; l = 110 мм - длина шпоночного паза; b = 22 мм - ширина шпонки; [σсм] = 140 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

10. Конструирование шкивов

Конструкцию шкивов ремённой передачи принимаем в соответствии с рис.10.1.Т. к. производство привода крупносерийное шкивы изготавливаем литыми из СЧ-15 ГОСТ 1412-79.

Расчёт размеров ведём в соответствии с таблицей 4.9 [3]. Ширина шкивов:

М= (n-1) e + 2f = (4-1) ·25.5+2·17=110.5 мм

где п = 4 - число ремней; е= 25,5 - шаг ремня; l = 17 - расстояние от кромки шкива до оси первого зуба ремня. Данные приняты в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина ободов:

δ = 1.3h = 1.3·14.3 = 18.6 мм

принимаем δ - 19 мм.

где h = 14,3 мм - глубина паза для ремня, принят в соответствии с ГОСТ 20889-80.

Толщина дисков:

С = 1,3 δ = 1.3·19 = 24.7 мм

принимаем С =25 мм.

Диаметры ступиц:

Ведущего шкива:

dстб = 1.55dв = 1.55·48 = 74.4 мм

принимаем dстб = 80 мм

Ведомого шкива:

dстт = 1.55d = 1.55·40 = 62 мм

принимаем dстт = 70 мм

Длины ступиц:

Ведущего шкива:

lстб = 1.55dдв = 1.5·48 = 72 мм

принимаем lстб = 80 мм

Ведомого шкива:

lстт = 1.55d = 1.5·40 = 6 мм

принимаем lстт = 60 мм

Шкивы устанавливаются на валах при помощи шпонок.

11. Уточнённый расчёт валов

11.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.11.1

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:

My max = 252780 Нмм

Mx max = 396360 Нмм

Mкр max = 16470000 Нмм

11.2 Проверка статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным является сечение под колесом, где действуют максимальные изгибающие моменты в обеих плоскостях.

Геометрические характеристики сечения без учёта шпоночного паза:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжение от изгиба:

Напряжение от кручения:

Эквивалентные напряжения от действия изгиба и кручения:

Расчётные напряжения равные 15,7 МПа не превышают допускаемых равных 426 МПа, условие статической прочности для тихоходного вала выполняется.

11.3 Проверка усталостной прочности тихоходного вала

Расчёт проводим в соответствии с §6.2 [4].

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 2.5 Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

σ-1≈ 0.43σв = 0.43·800 = 344 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

τ-1≈ 0.58σ-1 = 0.58·360 = 209 МПа

Проверяем сечение со шпоночной канавкой для крепления полумуфты. Канавка вызывает концентрацию напряжений, поэтому сечение будет опасным.

Диаметр вала в этом сечении мм. Для шпоночной канавки (см. табл.6.5 [4]): kσ =1.8 и кτ = 1.7; масштабные факторы εσ = 0.7; ετ =0.7 (см. табл.6.8 [4]); коэффициенты ψω ≈0.25 и ψr =0.1 (стр.100 [4]).

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

My= 0 Нмм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Mx= 0 Нмм

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:

где b, t1 - размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и ступицу полумуфты (см. расчёт шпонок).

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается. Следующее сечение - место посадки подшипника - концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

принимаем ψω≈ 0.25 и ψr = 0.1

Изгибающий момент:

М = 0Нмм

Амплитуда нормальных напряжений:

σν = σmax = 0 МПа

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

Проверяем сечение где диаметр 95 мм переходит в диаметр 105 мм. Концентрация напряжений обусловлена переходом от одного диаметра к другому и наличием канавки для выхода шлифовального круга. Расчёт ведём со стороны противоположной выходному участку вала, поскольку с этой стороны действует большая радиальная нагрузка и, следовательно, большой изгибающий момент. При D/d = l.15; r/d = 0.01 (г - радиус канавки) коэффициенты концентрации напряжений kσ = 1.8 и kτ = 1.7 (табл.6.3 [4]); масштабные факторы εσ = 0.7 и ετ = 0.7 (табл.6.8 [4]);

Суммарный изгибающий момент в сечении:

M = 156702Нмм

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

Проверяем место посадки колеса. Концентрация напряжений обусловлена

наличием шпоночного паза (табл.6.5. [4]): kσ =1.8 и kτ =1.7 (табл.6.3 [4]); масштабные факторы εσ = 0.7 и ετ = 0.7 (табл.6.8 [4]); коэффициенты ψω ≈ 0.25 и ψr = 0.1 (см. стр.100 [4]).

Крутящий момент:

MX = 1647000Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:

где b, t1 - размеры шпонки соединяющей тихоходный вал и зубчатое колесо (см. расчёт шпонок).

Амплитуда нормальных напряжений изгиба с учётом шпоночного паза:

Среднее значение цикла нормальных напряжений:

Момент сопротивления кручению с учётом шпоночного паза:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности в данном сечении:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается. Усталостная прочность обеспечена во всех опасных сечениях, т.е. обеспечена в целом для вала.

11.4 Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости

На выходные участки валов, предназначенные для установки полумуфт и шкивов назначаем поле допуска р6. На выходных участках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h=0.9...1 до твёрдости 40...50 HRC мм и отшлифовать до шероховатости Ra0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±1Т 14/2.

Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ral.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Для ограничения отклонения геометрической формы дорожек качения колец подшипников задаем допуск цилиндричности для посадочных поверхностей подшипников 0.01. Для ограничения концентрации давлений на посадочной поверхности вала в месте установки зубчатого колеса, задаем допуск цилиндричности 0.02. В месте установки полумуфт и шкивов задаём допуск цилиндричности 0.05. Для ограничения перекоса колец подшипников относительно их общей оси задаем допуск соосности посадочных поверхностей подшипников 0.01. допуски соосности задаем и на посадочные поверхности под установку полумуфт, колеса, шкивов для обеспечения кинематической точности передач.

12. Смазка редуктора

Для смазывания передачи применим картерную систему смазывания.

В соответствии с указаниями табл.8.1. [3] для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр.136 [3] глубина погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2, (рис.12.1).

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.

13. Конструирование крышек подшипников

Расчёт ведём в соответствии с §7.2 [3].

Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.13.1

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра принимаем по таблице 7.3 [3].

13.1 Определение размеров крышки быстроходного подшипника

Наружный диаметр быстроходного подшипника D = 90 мм, принимаем δ=6 мм, d =8 мм, z =4. Толщина фланца крышки:

δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2·6 = 7.2мм

принимаем δ 1 = 1мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ= 6мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 90 + 4·8 = 122мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:

C = d = 8мм

13.2 Определение размеров крышки тихоходного подшипника

Наружный диаметр тихоходного подшипника D=170 мм, принимаем δ =8 мм, d =12мм, z = 6. Толщина фланца крышки:

δ1 = 1.2δ = 1.2·8 = 9.6мм

принимаем δ1 =10мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ = 8мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 170 + 4·12 = 218мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:

C = d = 12мм.

14. Конструирование корпуса редуктора

Редуктор вместо указанного в задании вертикального исполнения будет иметь обычное горизонтальное исполнение, поскольку вертикальное исполнение редуктора не позволит уложиться в указанные в задании габариты.

Поскольку предполагается мелкосерийное, а не единичное производство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Таким образом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокой производительности.

Корпус состоит из двух частей крышки и картера, соединённых между собой болтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышку относительно корпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ 3129-70. Подшипниковые узлы закрываются точёными привертными крышками. Картер и крышку привода отливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливок производят механическую обработку плоскостей и отверстий.

Для определения размеров корпуса используем данные главы 11 [3].

Толщина стенки картера и крышки:

принимаем δ = 12 мм.

где Т - вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

Толщина фланца корпуса и крышки:

b = 1.5δ = 1.5·12 = 18мм

Ширина фланца корпуса и крышки:

l = 2.2δ = 2.2·12 = 26.4мм

принимаем l =27 мм.

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

принимаем d = 12 мм.

Диаметр болтов крепления редуктора к раме:

dф = 1,25 d= 1.25·12 = 15мм

принимаем dф =16мм.

Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:

dшт = 0,8d = 0.8·12 = 9.6мм

принимаем dшт =10мм.

Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лап расположенных по углам корпуса. Размеры лап принимаем в соответствии с рис.14.1

Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в виде платиков.

Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяются прорисовкой.

Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышки предусматриваем проушины.

Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк в крышке закреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72. Рис.14.1

15. Конструирование рамы

Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположения элементов привода применяем сварную раму.

Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размеры рамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полками наружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.

Элементы привода крепятся к раме при помощи болтового соединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов на внутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбы устанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных для крепления рамы к полу.

Компенсация вытяжки ремней ремённой передачи и обеспечение постоянного натяжения ремней достигается за счёт горизонтального перемещения двигателя. Для этого отверстия под установку болтов имеют овальную форму. Двигатель в нужном положении фиксируется установочными болтами.

К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов с коническими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаются цементом.

Для безопасности обслуживающего персонала предусматриваем кожух, закрывающий элементы открытой ремённой передачи. После монтажа вокруг привода должно быть установлено ограждение.

16. Сборка редуктора и монтаж привода

16.1 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80 - 100 °С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают дистанционные втулки и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус при помощи двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (ваты должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец быстроходного вала в шпоночную канавку закладывают шпонку и устанавливают шкив.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки, указывающие уровень масла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленной техническими требованиями.

16.2 Монтаж привода

После монтажа рамы и установки барабана к раме крепят редуктор, контролируя при установке соосность тихоходного вала редуктора и вала барабана.

Далее соединяют валы редуктора и барабана муфтой.

Устанавливают в соответствующее отверстие двигатель и крепят к выходному валу двигателя при помощи шпонки быстроходный вал ремённой передачи. Болты двигателя закручивают, но не затягивают, давя ему возможность горизонтального перемещения. Установочными винтами устанавливают двигатель в нужное положение, контролируя натяжение ремней передачи. Затягивают болты крепящие двигатель.

Проводят обкатку двигателя в течение 30 минут.

Монтируют кожухи ограждения.

Заключение

В результате работы над проектом был разработан привод ленточного транспортёра для перемещения песка и щебня в карьере, полностью отвечающий требованиям технического задания.

Список литературы

1.  Анурьев В.И. "Справочник конструктора машиностроителя" М.: Машиностроение 1978.

2.  Васильев В.З. "Справочные таблицы по деталям машин" М.: Машиностроение 1966.

3.  Дунаев П.Ф. "Детали машин. Курсовое проектирование" М.: Высшая школа 1990.

4.  Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин" М.: Машиностроение 1979.