Привод цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Любая машина состоит из деталей, которые могут быть как простыми (гайка, шпонка), так и сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка). Детали собираются в узлы (подшипники качения, муфты и т.д.) - законченные сборочные единицы, состоящие из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение.

Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект, студент использует материал, изученный в таких дисциплинах как сопромат, материаловедение, теоретическая механика и т.д. Курсовой по деталям машин является первой по своей сути творческой работой студента.

Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.

1. Кинематический расчёт проекта

Определяем мощность на выходном валу:

Вт

Частота вращения приводной звёздочки:

мин^-1

Определим общее КПД привода:

,

где - КПД пар подшипников

- КПД цилиндрической закрытой передачи

- КПД конической закрытой передачи

- КПД муфты

Потребная мощность двигателя:

Вт

По потребной мощности выбираем двигатель:

4А90L4

кВт

мин^-1

Определяем общее передаточное число привода:

,

где мин^-1,

где S=0.051

Разобьем общее передаточное число на ступени:

- для быстроходной ступени выбираем из интервала 3..5: U_б=4

- определим передаточное число тихоходной ступени:

Определим нагрузочные характеристики каждого вала:

I вал: кВт

рад^-1

Нм

мин^-1

II вал: кВт

рад^-1

Нм

мин^-1

III вал: кВт

рад^-1

Нм

мин^-1

Результаты заносим в таблицу:

Таблица 1 - Результаты расчётов валов

Параметр	I вал	II вал	III вал
Мощность P, кВт	2.08	1.92	1.84
Крутящий момент Т, Нм	13.9	51.6	197.8
Угловая скорость , с-1	148.9	37.2	9.3
Частота вращения n, мин-1	1423.5	355.8	88.9

2. Анализ зубчатых передач

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора,

выбираем для изготовления колёс и шестерен всех ступеней сравнительно недорогою легированную Сталь 40Х.

Назначаем термообработку табл. 8.8 (с. 162, [1]):

- для колёс: улучшение до 230..260 HB, _в=850 мПа, _т=550 мПа.

- для шестерни: азотирование поверхности до 50..59 HRC, при твёрдости сердцевины 26..30 HRC, _в=1000 мПа, _т=800 мПа.

Определяем допускаемые напряжения:

,

где - предел контактной выносливости

- коэффициент безопасности (табл. 8.9, с. 168, [1])

- коэффициент долговечности

Для колеса по табл. 8.9 (с. 168, [1]):

мПа

,

где N_HG=16^,10⁶ - базовое число циклов (рис. 8.40, с. 169, [1])

N_HE=K_HE^.N - действительное число циклов,

где K_HE=1

c=1

L=5 - срок службы

Получаем:

- циклов

мПа

Для шестерни по табл. 8.9 (с. 168, [1]):

мПа

N_HG=1,5^.10⁸ - базовое число циклов (рис. 8.40, с. 169, [1])

циклов



мПа

Определяем эквивалентное напряжение (9.11, с. 151, [2]):

так как условие не выполняется, то берём наименьшее значение:

мПа

Найдём допускаемые напряжения изгиба (9.14, с. 152, [2]):

,

где - предел выносливости зубьев

S_F - коэффициент безопасности

K_FL - коэффициент долговечности

K_FC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

Для колеса:

мПа

S_F=1.75 для стали 40Х

K_FС=1 т.к. нагрузка односторонняя

 циклов (рекомендуется для всех сталей)

=1

циклов

т.к. , то K_FL=1

мПа

Для шестерни:

мПа (табл. 8.9, с. 168, [1])

K_FL=1 т.к.

мПа

Расчёт будем вести по большему значению мПа.

Произведём проектный расчёт тихоходной ступени (8.30, с. 149, [1]):

,

где Е_пр=2.11^.0¹¹ Па

Т₂=115.44 Нм

_bd=0.85 - коэффициент ширины шестерни

K_H=1.275 - коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от _bd

(рис. 8.15, с. 130 [1])

мм

Определяем ширину колеса:

мм

Определяем модуль:

,

где _m=22 - коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [1])

Находим число зубьев:

=12^o

зуба

зубьев

Вычисляем межосевое расстояние:

мм

Уточним значение :

Уточняем значения делительных диаметров:

мм

мм

Определяем диаметры вершин:

мм

мм

Определяем ширину шестерни:

мм

Проверочный расчёт тихоходной ступени по контактным напряжениям (8.29, с. 149, [1]):

,

где K_H=K_HVK_H - коэффициент нагрузки

K_H=1.275 (рис. 8.15, с. 130, [1])

K_HV - коэффициент динамической нагрузки

м/c

Назначаем девятую степень точности. Принимаем K_HV=1,01 (табл. 8.3, с. 131, [1]).

, (8.28, с. 149, [1]):

K_H=1.13 - в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл. 8.7, с. 149, [1])

мПа

мПа

Определяем недогрузку:

Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба (8.32, с. 150, [1]):

,

где Y_F - коэффициент формы зуба

Z_F - коэффициент повышения прочности зуба

K_F - коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_F определим и :

По графику (рис. 8.20, с. 140, [1]) в зависимости от и находим и :

=3.95 =3.75

мПа

мПа

Так как 89.45<91.89, то принимаем Y_F=3.75

Определяем Z_F (8.34, с. 150, [1]):

,

где K_F=1.35

Найдём K_F:

,

где K_F=1.38 (рис. 8.15, с. 130, [1])

K_FV=1.04 (табл. 8.3, с. 131, [1])

Находим окружное усилие:

Н

Определяем напряжение:

мПа

мПа

Условие прочности выполняется.

Найдём усилия в зацеплении:

Н

Н

Определяем диаметр вала:

мм

где МПа

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем диаметр d=55 мм.

3. Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала

Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:

,

где T₁=30.37 Нм

мм

Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя:

мм

Принимаем: d=32 мм, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестерню мм.

Рассчитаем промежуточный вал:

Диаметр ступени для установки на неё колеса:

,

где T_пр=115,44 Нм

мм

Принимаем d_к=35 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п=30 мм.

Расчёт тихоходного вала.

Назначаем материал: Сталь 45.

Термообработка: нормализация.

Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:

МПа

МПа

Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный):

мм, где Мпа

Выбираем диаметры вала:

d=55 мм - диаметр в месте посадки муфты

d_п=60 мм - диаметр в месте посадки подшипников

d_к=65 мм - диаметр в месте посадки колесса

Определяем длины вала:

b=20 ширина подшипника

a=110 мм - в зависимости от диаметра (I-ое исполнение)

y=85 мм - выбираем из интервала 85…100

,

где l_ст=60 - ширина ступицы (округлена)

x=10

w=50 - толщина крышки

Получаем:

l=60+10+50=120 мм

Составляем расчётную схему.

Определяем силу в месте посадки муфты:

Н

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):

Н

Н

Запишем сумму сил на вертикальную ось:

Н

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов.

Опасным сечением будет, сечение в опоре В. Проверим статическую прочность вала в этом сечении.

Мпа

Мпа

Мпа

Определяем эквивалентное напряжение:

Мпа

Условия прочности выполняются.

Определим пределы выносливости:

Мпа

МПа

Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с. 299, [1]):

где и - амплитуды переменных составляющих

и - амплитуда постоянных составляющих

и - масштабные коэффициенты

и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений

По графику 15.5, с. 301, [1], кривая 2 находим =0.7

По графику 15.6, с. 301, [1], кривая 1 находим =1 МПа

По таблице 15.1, с. 300, [1] получаем =1.85 Мпа и =1.4 Мпа

Принимаем

По формуле 15.3, с. 299, [1] определим суммарный коэффициент запаса:

Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [1]. Средний диаметр принимаем равным d_к=65 мм.

,

мм⁴

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r:

мм

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_t и F_M:

мм

Определяем суммарный прогиб:

мм

Определяем допускаемый прогиб (с. 302, [1]):

мм

Так как , то вал отвечает необходимым условиям жёсткости.

4. Подбор и анализ шпонок

передача зубчатый вал шпонка

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.

Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88, [1]):

Проверяем шпонки, установленные на быстроходном валу:

Мпа

- проверочное напряжение на смятие шпонки, расположенной на быстроходном валу, соединяющей вал с полумуфтой.

- шпонки, соединяющей вал с быстроходной шестерней.

Мпа

- напряжение на смятие шпонки расположенной на промежуточном валу.

Мпа

- напряжения смятия шпонки, расположенной на тихоходном валу, крепящей колесо.

Мпа

- напряжения смятия шпонки, тихоходного вала, соединяющей муфту с валом.

Мпа

Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия, так как при посадках с натягом Мпа.

По результатам подсчётов составляем таблицу.

Таблица 2 - Шпонки призматические ГОСТ 23360-78

Вал	Т, Н.м	d, мм	b, мм	h, мм	l, мм	t1, мм	t2, мм
Быстроходный	30,37	32	10	8	40	5	3.3	16.87
Промежуточный	115,44	35	10	8	40	5	3.3	54.97
Тихоходный	552,86	65	18	11	50	7	4.4	96.65
Тихоходный	552,86	55	16	10	50	6	4.3	118.12

5. Подбор подшипников валов редуктора, проверка по динамической грузоподъёмности подшипников тихоходного вала

По диаметрам валов под подшипники выбираем подшипники: шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75 для всех валов, так как Н. Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 3.

Таблица 3 - Подшипники шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75

Назначение вала	Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
Быстроходный	36107	35	62	14	19.1	11.3
Промежуточный	36106	30	55	13	15.3	8.57
Тихоходный	36212	60	110	22	61.5	39.3

Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.

Определяем полные радиальные реакции опор А и В.

 Н

Н

Производим проверку опоры А так как она наиболее нагружена.

Условием выбора подшипника по динамической грузоподъёмности является:

,

где - требуемая динамическая грузоподъёмность

P=3 - для шариковых подшипников

- ресурс работы редуктора, млн. об.

млн. об.

- паспортная динамическая грузоподъёмность

кН

Условие по динамической грузоподъёмности выполняется.

Проверим подшипники по статический грузоподъёмности:

,

где X₀=0.5 иY₀=0.3 - для радиально-упорных шарикоподшипников ([1], с. 337)

Н

Условие статической грузоподъёмности выполняется.

6. Подбор муфт

Для соединения вала редуктора и приводного вала со звёздочкой применяем зубчатую жестко-компенсирующую муфту по ГОСТ5006-94.

Определяем расчётный момент, передаваемый муфтой (с. 364, [2]):

,

где =2 - коэффициент режима работы (табл. 17.1, с. 381, [2])

Н^.м

Момент передаваемый муфтой T=3150 Н^.м

Н^.м

Проверим муфту по напряжениям смятия:

,

где m=2.5 мм - модуль зацепления

z =38 - число зубьев

b=13 мм - длина зуба

Мпа

МПа

Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.

Определяем расчётный момент (с. 364, [2]):

,

Н^.м

Момент передаваемый муфтой 250 Н^.м

Н^.м

Проверим муфту по напряжениям смятия резиновых втулок (17.8 с. 372 [2]):

Мпа

где мм - диаметр окружности, на которой расположены пальцы

z=6 - число пальцев

- диаметр пальца

- длина резиновой втулки

Мпа

Мпа

Проверка муфты по напряжению изгиба пальцев:

Мпа

где - длина пальца

Мпа

Мпа

Муфты отвечают всем условиям прочности.

7. Определение основных размеров элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняется литым, из материала СЧ15 ГОСТ1412-85.

Выбор формы и размеров основных элементов корпуса производим по методологии приведённой на с. 152 [3].

Выбираем:

- внешнее расположение бобышек;

- крышки подшипниковых узлов накладные;

Толщину стенок редуктора принимаем равную мм.

Определяем диаметры болтов соединяющих:

- редуктор с рамой: мм;

- корпус с крышкой у бобышек подшипников: мм;

- корпус с крышкой по периметру соединения: мм;

- корпус со смотровой крышкой: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у быстроходного вала: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у промежуточного вала: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у тихоходного вала: мм;

Число болтов:

- диаметром ,

где мм - размер лап редуктора в длину

мм - размер лап в ширину

болта

- диаметром , по два болта на каждый подшипник;

- диаметром , ;

- диаметром мм, ;

- диаметром мм, ;

Ширина фланцев редуктора:

- фундаментного мм;

- корпуса и крышки у подшипников мм;

- корпуса и крышки по периметру мм;

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментного мм;

- корпуса (соединение с крышкой) мм;

- крышки (соединение с корпусом) мм;

Размер крышек подшипников:

- крышки подшипников на быстроходном валу: мм

мм

мм

- крышки подшипников на промежуточном валу:мм

мм

мм

- крышки подшипников на промежуточном валу:мм

мм

мм

Высота осей редуктора мм.

Размеры литых переходов:

- X=3 мм;

- Y=5X=15 мм;

- R=3 мм;

Литейные уклоны - .

8. Выбор и обоснование количества смазки

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки - картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

По рекомендациям [1] меньшее колесо должно погружаться в масло не менее чем на две высоты зуба.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

Объём заливаемого масла определяем по формуле:

,

где - внутренняя длина редуктора

- внутренняя ширина редуктора

- высота масла в редукторе

л.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

9. Выбор и обоснование посадок сопрягаемых деталей

Произведём выбор посадок тихоходного вала с колесом и шпоночного соединения.

Исходные данные:

точность зубчатого колеса 9С

номинальный диаметр соединения d=65 мм

ширина шпоночного паза В=18 мм

число зубьев колеса 116

модуль m=2,5 мм

допуск на радиальное биение зубчатого венца

Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным, неподвижным соединением, образованным переходной посадкой. Расчёт разъёмных соединений, образованных переходной посадкой производится исходя из условий:

- обеспечение высокой точности центрирования зубчатого колеса на валу;

- обеспечение лёгкой сборки и разборки соединения;

Сочетание этих двух условий возможно лишь при небольшом натяге, или зазоре в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок и т.д. Известно, что наличие зазора в сопряжении за счёт одностороннего смещения вала в отверстии вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса, определяющего кинематическую точность.

В этом случае наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие может быть определен по формуле:

,

где - коэффициент запаса точности (=2…5), принимаем =2

- допуск радиального биения зубчатого венца (=63 мкм)

мкм

Возможный наибольший натяг в соединении насчитывается по формуле:

,

где z - аргумент функции Лапласа, которой определяется по её значению:

,

где - вероятность получения зазора в соединении

При девятой степени точности по кинематической норме точности =0,3, тогда

По таблице 11.3, [3] находим значение z, z=-0,54.

мкм

По номинальному диаметру соединения d=65 мм и мкм по ГОСТ 25347-82 выбираем переходную посадку Ш, параметры выбранной посадки не превышают расчётных, т.е. мкм.

мкм

Причём выполняется требование ГОСТа по соответствию степени точности зубчатого колеса точности отверстия.

Для обеспечения неподвижности зубчатого колеса с валом применяется призматическая шпонка. Работоспособность соединения определяется точностью посадки по ширине шпонки (паза) B.

ГОСТ 2325-78 предусматривает посадки, образующие нормальное, плотное и свободное соединение шпонки с пазами вала и втулки в системе основного вала.

Принимаем нормальный тип соединения. Для нормального типа соединения установлены поля допусков ширины В для паза на валу N9и для паза во втулке Js9. придельные отклонения указанных полей допусков соответствуют ГОСТ 25347-82, шпонка как основной вал имеет поле допуска h9.

В этом случае посадка в соединении со шпоночным пазом вала будет , и пазом втулки .

Посадка колеса на быстроходном валу, а так же всех остальных шпоночных соединений производим аналогично.

Произведём расчёт и выбор посадок подшипников качения на вал и в корпус.

Исходные данные:

D=110 мм, r=2.5 мм, В=22 мм

радиальная нагрузка Н

вал вращается, вал сплошной, корпус массивный

Посадка внутреннего кольца с валом всегда осуществляется в системе основного отверстия, а наружного кольца в корпус в системе основного вала.

Выбор посадок для подшипников качения зависит от характера наружного кольца. В подшипниковых узлах редукторов кольца испытывают циркуляционное и местное нагружения. Внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, при котором результирующая радиальная нагрузка воспринимается последовательно окружностью её дорожки качения и передаётся её всей посадочной поверхности вала.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение, при котором постоянная по направлению результирующая радиальная нагрузка воспринимается лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Класс точности подшипника качения для зубчатой передачи выбирается в зависимости от степени точности зубчатой передачи по таблице 13.6 [3]. Степень точности зубчатой передачи 9, тогда класс точности подшипника будет 0.

Так как в соединении вращается вал, то внутренне кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, наружное кольцо соединяется с неподвижным корпусом и испытывает местное нагружение, следовательно, внутреннее кольцо должно соединятся с валом по посадке с небольшим зазором.

Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяется по интенсивности радиальной нагрузки по выражению:

,

где - радиальная нагрузка на опору, Н

- динамический коэффициент посадки, при умеренных нагрузках =1

- коэффициент учитывающий степень ослабления натяга, при сплошном вале =1

- коэффициент учитывающий тип подшипника, для однорядных не сдвоенных подшипников =1

В-ширина кольца подшипника, мм

R - радиус фаски кольца, мм

Н

По расчётному значению и номинальному диаметру d=60 устанавливаем поле допуска вала js6 (таблица 13.7 [3]).

Поле допуска для отверстия в корпус определяется в зависимости от диаметра D=100 мм, характера нагрузки и конструкции корпуса Н7 (таблица 3.9 [2]).

Квалитет точности для отверстия и вала устанавливается в зависимости от класса точности подшипника, при шестом и нулевом классе точности вал обрабатывается по шестому, отверстие по седьмому квалитету точности.

Ш

Ш

Предельные отклонения для колец подшипников определяется по ГОСТ 520-89.

Ш

Ш

таким образом посадка по внутреннему кольцу подшипника:

Ш

По наружному кольцу:

Ш

Посадки остальных подшипников определяются аналогично.

Заключение

При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловеденье.

Целью данного проекта является проектирование привода конвейера, который состоит как из стандартных (двигатель, муфта, болты, звёздочка, подшипники и т.д.) деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы и др.).

В ходе решения поставленные передом ной задач, была основана методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам, так и при выполнении дипломного проекта.

Список использованных источников

1. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1991. - 382 с.

2. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцев Б.С. Расчёты деталей машин. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.

3. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скобейда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001. - 290 с.

Размещено на Allbest.ru