Размещено на http://www.allbest.ru/

43

Содержание

Введение

Кинематический расчет

Клиноремённая передача

3. Проектирование цилиндрического редуктора

3.1 Выбор материала зубчатых колес

3.2 Расчет цилиндрической быстроходной зубчатой передачи

3.3 Расчет цилиндрической тихоходной зубчатой передачи

3.4 Эскизная компоновка редуктора

3.5 Разработка расчетных схем валов

3.6 Проектирование и проверка валов

3.7 Подбор и проверка подшипников

3.8 Выбор и проверка шпонок

3.9 Определение размеров корпуса и крышки редуктора

3.10 Смазка зубчатых колес и подшипников

3.11 Выбор посадок сопряженных деталей

3.12 Сборка редуктора

4. Выбор муфты

5. Экономическое обоснование конструкции привода

6. Заключение

7. Библиография

Приложение 1

Приложение 2

Введение

Транспортёры (конвейеры) перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко используют для механизации погрузочно- разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного конвейера. Тяговый орган получает движение от приводной станции, которая состоит из электродвигателя, клиноременной передачи с предохранительным устройством, конического одноступенчатого горизонтального редуктора, упругой муфты, приводного вала и рамы.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Использование конического редуктора позволяет передавать механическую энергию между валами с перекрещивающимися осями, что обеспечивает компактность передачи. Горизонтальная схема размещения элементов привода обусловлена удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.) и позволяет получить меньшие габариты по высоте, что является её основным достоинством.

1. Кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя привода ленточного конвейера.

1.1.1 Определим мощность на выходном валу привода по формуле

Nвых=P·V/1000,

где Р - тяговое усилие ленты конвейера, кН, Р=6,3;

V - скорость движения ленты, м/с, V=0,8;

Nвых =6300·0,8/1000=5,98 кВт.

1.1.2 Определим КПД двигателя ?0 по формуле

?общ = ?р.п ·?з.п2 · ?м · ?п4,

где ?з.п - к.п.д. зубчатой пары редуктора, ?з.п=0,97;

?п - к.п.д. подшипников качения, ?п=0,99;

?м - к.п.д. муфты, ?м=0,98;

?р.п. - к.п.д. ременной передачи, ?р.п. =0,95;

?общ=0,95·0,972 ·0,98·0,994=0,842.

1.1.3 Определим требуемое значение мощности двигателя

Nтреб= Nвых/ ?общ ,

Nтреб= 5,98/0,842=7,102 кВт.

1.1.4 Определим частоту вращения приводного вала по формуле

nвых=60·103 ·V/(?·Dб),

где V - скорость движения ленты, м/с, V =0,8;

Dб - диаметр приводного барабана, м, Dб=0,5;

nвых=60·103 ·0,8/(?·0,5) =30,5 об/мин.

1.1.5 Найдем общее передаточное число привода по формуле

u?общ = uт· uб ·uр.п.,

где uб - передаточное число быстроходной ступени.

принимаем uб =5

uт - передаточное число тихоходной ступени принимаем uт=4;

uр.п - передаточное число ременной передачи, принимаем uр.п.=2;

u?общ = 4·5·2=40.

1.1.6 Определим требуемое значение частоты вращения вала двигателя по формуле

nтреб= nвых· u?общ,

где nвых - частота вращения приводного вала, об/мин, nвых=30,5;

u?общ - передаточное отношение привода, u?общ =10;

nтреб= 30,5·40=1220 об/мин.

1.1.7 По рассчитанным значениям Nтреб и nтреб, используя ГОСТ 19523 - 81, выбираем двигатель асинхронный общего назначения серии АИР ТУ 16-525ю564-84 марки 132S4/1440.

Характеристики двигателя:

- мощность двигателя Рдв=7,5 кВт,

- асинхронная частота двигателя nдв=1440 об/мин.

1.2 Определение крутящих моментов и частот вращения на валах привода

1.2.1 Найдем передаточное число привода

uобщ =nтреб/nвых=1440/30,5=47,2.

1.2.2 Определим передаточное число ременной передачи и передаточное число редуктора

Принимаем uр.п.=2

Передаточное число тихоходной ступени

Передаточное число быстроходной ступени

1.2.3 Определим частоты вращения валов привода

1.2.3.1 Входной вал

n1= nдв/uр.п.=720 об/мин.

1.2.3.2 Промежуточный вал

n2= n1/uб=96 об/мин.

1.2.3.3 Выходной вал

n3= n2/uт=30,5 об/мин

1.2.3.4 Приводной вал

nвых =30,5 об/мин ? n1 .

1.2.4 Рассчитаем крутящие моменты на валах привода:

1.2.4.1 Вал двигателя

Тдв= 30·Nдв/(?· nдв).=30·7500/(?·1440)=49,8 Н·м.

1.2.4.1 Входной вал

Т1= Тдв · uр.п · ?р.п=49,8·2·0,95=94,6 Н·м.

1.2.4.2 Промежуточный вал

Т2= Т1 · uб · ?з.п=94,6·8·0,97 =734,3 Н·м.

1.2.4.3 Выходной вал

Т3= Т2 · ?з.п.·uт=734,2·0,97·6=4273,3 Н·м.

1.2.4.3 Приводной вал

Т4=Т3· ?м=4273,3·0,98=4187,8

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 В зависимости от крутящего момента на быстроходном валу выбираем сечение ремня (таблица 2.1) [1]

Для Тдв=49,8 Н·м по ГОСТ 1284.1-80 принимаем ремень обычного типа сечением В. Диаметр ведущего шкива dd1min=125 мм.

2.2 Рассчитаем геометрические параметры передачи

2.2.1 Диаметр ведомого шкива

dd2= dd1· uр.п=125·2=250 мм.

2.2.2 Устанавливаем межосевое расстояние

а?1,2·dd2,

a?300.

2.2.3 Расчетная длина ремня

Lp=2·a+?/2·(dd1+dd2)+(dd2 - dd1)2/(4·a),

Lp=2·300+?/2·(125+250)+(250 - 125)2/(4·300)=1202 мм.

Из таблицы 2.3 [1] принимаем стандартную длину ремня L=1250мм.

2.2.4 Уточняем межосевое расстояние по формуле

,

Найденное межосевое расстояние удовлетворяет условию

0,55(dd1+dd2)+h?а?2(dd1+dd2),

214,25?272,65?750.

2.2.5 Угол обхвата ремнем малого шкива

?=180?- 57?(dd2 - dd1)/а > 120?,

?=180?- 57?(250 - 125)/272,65=154? > 120?.

2.3 Найдем скорость ремня

Vp= ?·dd1·n1/(60·103)= ?·125·1440/(60·103)=9,43 м/с.

Мощность Р0, передаваемая одним ремнем при передаточном числе, равном 1 для скорости Vp=9,43 м/с по рисунку 2.2 [1], равна 1,9 кВт.

2.4 Найдем мощность, которую может передать один ремень в заданных условиях по формуле

Pp=(P0·C?·C1·Cu)/Cp,

где C? - коэффициент угла обхвата, C? =0,93;

C1 - коэффициент длины ремня, C1=;

Cu - коэффициент передаточного числа, Cu=1,13;

Cp - коэффициент режима нагрузки, Cр=1,1;

Pp=(1,9·0,93·0,95·1,13)/1,1=1,725 кВт.

2.5 Необходимое число ремней

Z=P1/(Pp·Cz),

где Р1 - мощность на ведущем шкиве передачи, кВт, Р1=7,5;

Рр - мощность, передаваемая одним ремнем;

Cz - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки между ремнями.

Для нахождения Cz зададимся Z=4, тогда Cz=0,9.

Z=7,5/(1,725·0,9)=4,832.

Окончательно принимаем Z=5.

2.6 Определим силу предварительного натяжения одного ремня

,

где FV - дополнительное натяжение от центробежных сил, Н.

FV=q·Vp2.

По таблице 2.3 [1] масса 1м ремня q=0,1 кг/м.

FV=8,883 Н.

Н.

2.7 Сила, действующая на вал

Fк=2·F0·Z·sin(?1/2)= 2·143,411·5·sin(154/2)=1397 H.

2.8 Приняв II класс точности ремней, ресурс передачи вычисляем по формуле

t=tcp·k1·k2,

где tcp - средний ресурс промышленного оборудования, tcp=2500 ч;

k1 - коэффициент режима нагрузки, k1=2,5;

k2 - коэффициент климатических условий, k2=1.

t=2500·1·1=2500 ч.

2.9 Вычисляем ширину шкива для шести ремней сечения В

В=15(Z-1)+20=15(5-1)+20=80 мм.

3. Проектирование цилиндрического редуктора

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Выбираем в качестве материала Сталь 40Х со следующими значениями твердости:

Для колеса: Сталь 40Х - улучшение, твердость поверхности зубьев 269 НВ.

Для шестерни: Сталь 40Х - закалка с нагревом ТВЧ, твердость поверхности зубьев

45HRC = 400 НВ

Предел текучести:

3.2 Расчёт цилиндрической (быстроходной косозубой) передачи

3.2.1 Расчет контактных напряжений

Для шестерни:

мПа

Коэффициент безопасности:

Определяем коэффициент долговечности: , где NHG - базовое число циклов нагружения.

В качестве режима нагружения принимаем III - средний нормальный режим, т.е.



суммарный срок службы в часах.

В качестве режима нагружения принимаем III - средний нормальный, т.е.

Коэффициент долговечности должен находится в интервале

Поэтому принимаем

Тогда

Для шестерни 2 :

мПа



Тогда

мПа

Для колеса 1 :

мПа

Тогда

мПа

Для колеса 2 :

мПа

Тогда

мПа

3.2.2 Расчет напряжений изгиба

- коэффициент долговечности

Для шестерни :

Коэффициент долговечности должен находиться в интервале , следовательно выбираем

мПа

Для шестерни :

Находим

мПа

Для колеса 1 :

мПа

Для колеса 2 :

мПа

Находим

Тогда

мПа

Таким образом:

мПа

мПа

мПа

мПа

мПа

3.2.3 Определяем и :

мПа

мПа

3.2.4 Межосевое расстояние

Коэффициент межосевого расстояния:

Коэффициент ширины:



, где S - индекс схемы для данной ступени

Округляем до стандартного размера по ГОСТ 6636-69, т.е.

3.2.5 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина колеса:

3.2.6 Модуль передачи

Из стандартного ряда выбираем

3.2.7 Определение угла наклона и суммарного числа зубьев

Действительное значение угла :

Число зубьев шестерни:

Условие выполняется, т.к

Число зубьев колеса:

3.2.8 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа:

, что допустимо.

3.2.9 Размеры колес

Делительные диаметры:

- шестерни:

- колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

3.2.10 Силы в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

Окружная скорость:

3.2.11 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость

Коэффициент ширины:



Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Данные значения напряжений изгиба не превышают допустимых, поэтому размеры колес оставляем без изменений.

3.2.12 Проверочный расчет зубьев по контактной выносливости

Коэффициент распределения нагрузки:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Полученное расчетное значение контактного напряжения должно находиться в интервале

, условие выполняется, следовательно размеры колес оставляем без изменений.

3.2.13 Проверочный расчет зубьев при перегрузках

Рассчитанные значения напряжений меньше максимально допустимых.

3.3 Расчёт цилиндрической (тихоходной прямозубой) передачи

3.3.1 Межосевое расстояние

Коэффициент межосевого расстояния:

Коэффициент ширины:

,

где S - индекс схемы для данной ступени

Округляем до стандартного размера по ГОСТ 6636-69, т.е.

3.3.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина колеса:

3.3.3 Модуль передачи

Коэффициент модуля:

Из стандартного ряда выбираем

3.3.4 Определение суммарного числа зубьев

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

3.3.5 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа:

, что допустимо.

3.3.6 Размеры колес

Делительные диаметры:

- шестерни:

- колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

3.3.7 Силы в зацеплении

Окружная:

Окружная скорость

3.3.8 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость

Коэффициент ширины:

,

где S - индекс схемы для данной ступени

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Данные значения напряжений изгиба не превышают допустимых, поэтому размеры колес оставляем без изменений.

3.3.9 Проверочный расчет зубьев по контактной выносливости

Коэффициент распределения нагрузки:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Полученное расчетное значение контактного напряжения должно находиться в интервале

, условие выполняется, следовательно размеры колес оставляем без изменений.

3.3.10 Проверочный расчет зубьев при перегрузках

Рассчитанные значения напряжений меньше максимально допустимых.

3.4 Эскизная компоновка редуктора

Компоновку редуктора будем выполнять в следующем порядке: проводим линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса. Шестерня выполнена за одно целое с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

Найдем необходимый зазор a между внутренними поверхностями корпуса и вращающимися зубчатыми колесами:

Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес:

Расстояние между торцами колес:

Зазор между торцом шестерни и внутренней поверхностью корпуса:

Расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности корпуса:

3.5 Разработка расчётных схем валов

3.5.1 Входной вал

Приняв для расчёта только с учётом крутящего момента на валу Т (Н*м) допускаемое контактное напряжение = 15…30 МПа, наименьший диаметр вала d определяется:

Округляем до стандартного целого d=40

Внутренний диаметр подшипника dn, кратный пяти, для цилиндрического конца вала:

редуктор зубчатый колесо вал

где t = 2,5 (мм) - высота буртика принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d.

Диаметр буртика dб (заплётчика) для упора в него подшипника определяют:

3.5.2 Промежуточный вал

Диаметр буртика dб (заплётчика) для упора в него подшипника определяют:

Внутренний диаметр подшипника dn, кратный пяти, для цилиндрического конца вала:

где r = 3 (мм) - высота буртика принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d.

3.5.3 Выходной вал

Приняв для расчёта только с учётом крутящего момента на валу Т (Н*м) допускаемое контактное напряжение = 15…30 МПа, наименьший диаметр вала d определяется:

Внутренний диаметр подшипника dn, кратный пяти, для цилиндрического конца вала:

где t = 3,5 (мм) - высота буртика принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d.

Округляем dn = 90 мм.

Диаметр буртика dб (заплётчика) для упора в него подшипника определяют:

Длины участков вала определяют с учётом компоновочной схемы редуктора, в том числе размеров подшипников, манжеты, крышки подшипника и других деталей. При этом длину концевого участка вала согласуют с шириной детали, закрепляемой на нём: полумуфтой, шкивом.

В случае применения в опоре вала одного шарикового радиального подшипника расчётную точку опоры располагают посередине ширины подшипника.

Тип подшипника устанавливают по следующим соображениям. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми и косозубыми колёсами чаще всего применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают лёгкую серию подшипника. Дальнейшая проверка подшипника по динамической грузоподъёмности должна уточнить правильность выбора серии.

3.6 Проектирование и проверка валов

Материалы валов

Для большинства валов применяют термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40ХН.

Проверочный расчёт валов на усталостную прочность

3.6.1 Расчёт быстроходного вала на усталостную прочность

Применим материал вала сталь 40ХН ГОСТ 4543-71*, HB>270, ?б = 900 МПа, ?т = 410 МПа, ?т = 240 МПа.

Определяем реакции опор:

где Ft =7490H



Определяем коэффициент KL

Nk = 60*n1*t = 8,174*108

N1 = Nk*0,01 = 8,174*106

N2 = Nk*? = 1,258*1011

N3 = Nk*(1- ?) = -1,25*1011

NE = 8,174*106*1,49+1,258*1011*19+(-1,25*1011)*0,59

NE=1,257*1011

Поскольку NE>N0 = 5*106, то KL = 1

Проверм на усталостную прочность сечение 1-1.

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

K? = 2,2, K? = 2, ?? = 0,8, ?? = 0,73, K?П = 1, K?П = 1

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=40 мм, ослабленного шпоночным пазом 12х8 мм,

WHETTO = 5510*10-9 м3, WPHETTO = 11790*10-9 м3

Определяем напряжения:

Определяем коэффициент запаса прочности:

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении:

Условие прочности вала соблюдено.

Проверм на усталостную прочность сечение 11-11.

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:



K? = 1,7, K? = 2,65, ?? = 0,9, ?? = 0,83, K?П = 1,5, K?П = 1,5

WHETTO = 830,377 м3, WPHETTO = 1661 м3

Определяем напряжения:

Дальнейший расчёт можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 11-11 будет обеспечена.

3.6.2 Расчёт промежуточного вала на усталостную прочность

Применим материал вала сталь 40ХН ГОСТ 4543-71*, HB>270, ?б = 900 МПа, ?т = 410 МПа, ?т = 240 МПа.

Определяем реакции опор:

Определяем коэффициент KL

Nk = 60*n1*t = 60*85*23652 = 1,09*108

N1 = Nk*0,01 = 1,09*108*0,01 = 1,09*106

N2 = Nk*? = 1,09*108*0,6 = 6,539*107

N3 = Nk*0,35 = 1,09*108*0,4 = 4,36*107

NE = 1,09*106*1,49+6,539*107*19+4,36*107*0,59 = 8,8*107

Поскольку NE>N0 = 5*106, то KL = 1

Проверяем на усталостную прочность сечение 1-1

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

K? = 2,2, K? = 2, ?? = 0,75, ?? = 0,7, K?П = 1, K?П = 1

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=55 мм, ослабленного шпоночным пазом 16х10 мм,

WHETTO = 14510*10-9 м3, WPHETTO = 30800*10-9 м3

Определяем напряжения для 1 сечения:

Определяем коэффициент запаса прочности:

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении:

Условие прочности вала для сечения 1-1 соблюдено.

Проверяем на усталостную прочность сечение 11-11.

Проверм на усталостную прочность сечение 11-11.

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

K? = 0,7, K? = 2,65, ?? = 0,72, ?? = 0,67, K?П = 1,5, K?П = 1,5

WHETTO = 4,052*10-5 м3, WPHETTO = 8,104*10-5 м3

Определяем напряжения:

Дальнейший расчёт можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 11-11 будет обеспечена.

3.6.3 Расчёт тихоходного вала на усталостную прочность

Применим материал вала сталь 40ХН ГОСТ 4543-71*, HB>270, ?б = 900 МПа, ?т = 410 МПа, ?т = 240 МПа.

Определяем реакции опор:

Определяем коэффициент KL

Nk = 60*n1*t = 3,463*107

N1 = Nk*0,01 = 3,463*105

N2 = Nk*? = 5,328*109

N3 = Nk*(1- ?) = -5,293*109

NE = 3,463*105*1,49+5,328*109*19+(-5,293*109)*0,59 = 5,325*109

Поскольку NE>N0 = 5*106, то KL = 1

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

K? = 2,2, K? = 2, ?? = 0,8, ?? = 0,71, K?П = 1, K?П = 1

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=80 мм, ослабленного шпоночным пазом 24х14 мм,

WHETTO = 45110*10-9 м3, WPHETTO = 97271*10-9 м3

Определяем напряжения:

Определяем коэффициент запаса прочности:

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении:

Условие прочности вала соблюдено.

3.6.4 Проверочный расчёт вала на жесткост

Так как для валов редуктора были выбраны шарикоподшипники,

Которые в результате перекоса колец обычно не защемляются,

То специальной проверки вала на жесткость не требуется.

3.7 Подбор и проверка подшипников

3.7.1 Для быстроходного вала редуктора

Выбираем подшипник средней серии № 409 ГОСТ 8338-75, у которого

Динамическая грузоподъёмность Cr = 76100 H

Статическая радиальная грузоподъёмность Cor = 45500 Н.

Коэффициент вращения V = 1; коэффициент безопасности Кб = 1,4; температурный коэффициент Кт = 1.

Находим соотношение определяем значение параметра е/

Для подшипника 1 е1/ = 0,28

Для подшипника 2 е2/ = 0,3

Осевые составляющие радиальных нагрузок.

S1 = e1/*Fr1 = 0,28*7495 = 2099 H; S2 = e2/*Fr2 = 0,3*8067 = 2420 H.

Расчётная осевая нагрузка:

Для подшипника 1 Fa1 = S1 = 2099 H

Для подшипника 2 Fa2 = S1 +Fa= 3285 H

Дальнейший расчёт ведем по наиболее нагруженному подшипнику

Находим соотношение: е = 0,28.

Соотношение

Находим коэффициент радиальной и осевой нагрузки X = 0,56 Y = 1,15.

Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник 2

Pr2 = (X*V* Fr2+Y* Fa2) = 8295Н

Срок службы подшипника: t = 18921.6 ч.

Долговечность подшипника:

млн. об.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки:

L1 = L*0,01 = 817,413*0,01 = 8,174 млн. об.

L2 = L*?= 817,413*0,6 = 490,448 млн. об.

L3 = L*(1- ?) = 817,413*0,4 = 329,965 млн. об.

Динамическая нагрузка с учётом графика нагрузки

P1 = 1,4*Pr2 = 1,4*8295 = 11610 H

P2 = Pr2 = 8295 H

P3 = Pr2 * 0,5 = 8295*0,5 =4148 H

Определяем приведённую динамическую нагрузку:

Расчётная динамическая нагрузка:

Подшипник выбран правильно.

3.7.2 Для промежуточного вала редуктора

Выбираем подшипник средней серии № 213 ГОСТ 8338-75, у которого

Динамическая грузоподъёмность Cr = 56000 H

Статическая радиальная грузоподъёмность Cor = 34000 Н.

Коэффициент вращения V = 1; коэффициент безопасности Кб = 1,3; температурный коэффициент Кт = 1.

Находим соотношение определяем значение параметра е/

Для подшипника 1 е1/ = 0,35

Для подшипника 2 е2/ = 0,36

Осевые составляющие радиальных нагрузок.

S1 = e1/*Fr1 = 0,35*4266 = 2623 H; S2 = e2/*Fr2 = 0,36*8067= 2904 H.

Расчётная осевая нагрузка:

Для подшипника 1 Fa1 = S1 + Fa = 3810 H

Для подшипника 2 Fa2 = S1 = 2623 H

Дальнейший расчёт ведем по наиболее нагруженному подшипнику.

Расчёт ведем по второму подшипник.

Находим соотношение: е = 0,3.

Соотношение

Находим коэффициент радиальной и осевой нагрузки X = 0,56 Y = 1,45.

Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник 2

Pr2 = (X*V*Fr2 + Y*Fa2)*Kb*Kt = 13050Н

Срок службы подшипника: t = 18921.6 ч.

Долговечность подшипника:

млн. об.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки:

L1 = L*0,01 = 108,988*0,01 = 1,09 млн. об.

L2 = L*0,6= 108,988*0,6 = 65,393 млн. об.

L3 = L*0,4 = 108,988*0,4 = 43,595 млн. об.

Динамическая нагрузка с учётом графика нагрузки

P1 = 1,4*Pr2 = 1,4*13050 = 18280 H

P2 = Pr2 = 13050 H

P3 = Pr2 * 0,5 =13050*0,5 = 6527 H

Определяем приведённую динамическую нагрузку:

Расчётная динамическая нагрузка:

Подшипник выбран правильно.

3.7.3 Для тихоходного вала редуктора

Выбираем подшипник лёгкой серии № 218 ГОСТ 8338-75, у которого

Динамическая грузоподъёмность Cr = 95000 H

Статическая радиальная грузоподъёмность Cor = 62000 Н.

Коэффициент вращения V = 1; коэффициент безопасности Кб = 1,4; температурный коэффициент Кт = 1.

Находим соотношение определяем значение параметра е/

Для подшипника 1 е1/ = 0,2

Для подшипника 2 е2/ = 0,19

Осевые составляющие радиальных нагрузок.

S1 = e1/*Fr1 = 0,2*4266 = 853,2 H; S2 = e2/*Fr2 = 0,19*8067 = 1533 H.

Расчётная осевая нагрузка:

Для подшипника 1 Fa1 =2623 H

Для подшипника 2 Fa2 = S1+ Fа=853 H

Находим соотношение: е = 0,25.

Соотношение

Находим коэффициент радиальной и осевой нагрузки X = 0,56 Y = 1,65.

Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник 2

Pr2 = (X*V*Fr2 + Y*Fa2)*Kb*Kt = (0,56*8067+1,65*853) = 7702Н

Срок службы подшипника: t = 18921,6 ч.

Долговечность подшипника:

млн. об.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки:

L1 = L*0,01 = 34,627*0,01 = 0,346 млн. об.

L2 = L*0,6 = 34,627*0,6 = 20,776 млн. об.

L3 = L*0,4 = 34,627*0,4 = 13,851 млн. об.

Динамическая нагрузка с учётом графика нагрузки

P1 = 1,4*Pr2 = 1,4*7702 = 10780 H

P2 = Pr2 = 7702 H

P3 = Pr2 * 0,5 = 7702*0,5 = 3851 H

Определяем приведённую динамическую нагрузку:

Расчётная динамическая нагрузка:

Подшипник выбран правильно.

3.8 Выбор и проверка шпонок

3.8.1 Шпонка на вал-шестерню

Для установки на входной вал (d=36 мм) полумуфты выберем шпонку 10?8 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=10 мм, высота h=8 мм

Материал шпонки - сталь 45 Х нормализованная.

Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 22мм

3.8.2 Шпонка на промежуточный вал

Для установки на промежуточный вал (d=25 мм) колеса выберем шпонку 8?7 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=8 мм, высота h=7 мм

Материал шпонки - сталь 45 Х нормализованная.

Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 32мм

3.8.3 Шпонки на выходной вал

Для установки на выходной вал (d=97 мм) колеса выберем шпонку 28?16 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=28 мм, высота h=16 мм

Материал шпонки - сталь 45 Х нормализованная.

Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 80мм

Для установки на выходной вал (d=80 мм) полумуфты выберем шпонку 22?14 ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки: ширина b=22 мм, высота h=14 мм

Материал шпонки - сталь 45 Х нормализованная.

Определим расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 140мм

3.9 Определение размеров корпуса и крышки редуктора

3.9.1 Определим толщину стенки корпуса и крышки

?=1,12•=1,12•=9 мм.

Для крепления крышки к корпусу редуктора предусмотрим фланцы шириной 30 мм.

3.9.2 Крепление частей корпуса по периметру будем осуществлять болтами М14?50 ГОСТ 7798-70 (8 шт.), а у фланцев - болтами М16?120 (4 шт.).

Диаметр отверстий под болты d 0=15 мм

3.9.3 Выбираем штифты, фиксирующие положение крышки редуктора относительно корпуса во время сборки

Принимаем штифты цилиндрические dш =10мм.

3.9.4 Крепление крышек подшипников к корпусу будем осуществлять болтами М10?22 ГОСТ 7798-70 (16 шт.) и М8?30 ГОСТ 7798-70 (8 шт.)

3.9.5 Длина подшипниковых гнезд валов l?30 мм

3.9.6 Для фиксирования привода относительно пола помещения будем использовать фундаментные болты dф=16мм, устанавливающиеся в колодец 30?30?4000 мм в бетонном полу помещения

3.10 Смазка зубчатых колес и подшипников

Так как окружная скорость ?=0.8 м/с < 12 м/с, то для смазки передач применяем картерную смазку (т.е. окунание зубчатых колес в масло).

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла для зубчатых колес закрытых передач при окружной скорости ?=0.8 м/с составляет при 50?С 60•10-6 м2/с. Для смазки применяем масло индустриальное И-50А ГОСТ 20799-88.

Уровень масла в редукторе определяем исходя из того, что тихоходное колесо должно быть погружено в масло на треть своего диаметра.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. Масло захватывается и разбрызгивается тихоходным колесом и колесом паразитом, обеспечивающим смазывание быстроходной передачи, таким образом, маслом покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки применяем манжетные уплотнения.

3.11 Выбор посадок сопряженных деталей

В единичном и мелкосерийном производстве для соединения деталей редуктора применяем посадки с зазором и переходные посадки, облегчающие процессы сборки и разборки.

Для цилиндрического зубчатого колеса принимаем переходную посадку . Сборка производится под прессом или ударами молотка, разборка - с помощью съемника.

Для распорных втулок принимаем переходную посадку .

Для муфты принимаем переходную посадку .

Для подшипников принимаем посадку на вал к6, обеспечивающую неподвижное соединение, в корпус H7, обеспечивающую возможность передвижения подшипника в корпусе при регулировке. А для манжеты выбираем посадку на вал е9.

3.12 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю часть корпуса редуктора необходимо тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора.

Порядок сборки редуктора:

3.12.1 Собирают валы с насаживаемыми на них деталями

На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо. Далее устанавливают распорную втулку и первый шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле. На другом конце вала ставят второй шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле. После чего тихоходный вал укладывают в основание корпуса редуктора.

На вал-шестерню промежуточного вала устанавливают первый шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80°С. На валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо. Устанавливают распорную втулку и второй шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле.

На вал-шестерню устанавливают первый шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80°С. Устанавливают распорную втулку и второй шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле.

3.12.2 Далее ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора

Далее промежуточный вал - шестерню укладывают в корпус редуктора.

Собранный вал-шестерню помещают в корпус редуктора. Плоскости стыка крышки и корпуса покрывают герметикам. Затем надевают крышку и устанавливают цилиндрические штифты. Крышку стягивают болтами.

Устанавливают крышки подшипников с прокладками, прикрепляют их к корпусу болтами. Перед постановкой крышек подшипников ведущего и ведомого валов в них устанавливают манжетные уплотнения.

Проверяют проворачиванием вала отсутствие заклинивания подшипников и, при необходимости, устанавливают набор тонких (толщиной 0,1мм) прокладок.

На конец ведомого вала закладывают шпонку и устанавливают полумуфту.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и круглый маслоуказатель. Через люк, находящийся в крышке редуктора внутрь корпуса заливают масло.

Собранный редуктор подвергают обкатке и испытанию.

4. Выбор муфты

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом выберем муфту типа МУВП. Так как крутящий момент на выходном валу редуктора равен Т4=4273,3 Н•м, выбираем муфту на диаметр посадочного отверстия d=80 мм и момент Т=4000 Н•м. Длина муфты L=336 мм, длина полумуфты l=148 мм, ширина зазора B=6 мм, внешний диаметр муфты D=280 мм.

5. Экономическое обоснование конструкции привода

С экономической точки зрения данный редуктор достаточно дешев в изготовлении и эксплуатации. Это обосновано тем что:

для основных деталей редуктора (колеса, валы, крышки подшипников, корпуса крышки редуктора и др.) применялись дешевые материалы, такие как сталь 40 Х, серый чугун;

были использованы только стандартные изделия, что обуславливает их легкую замену в случае поломки;

все основные узлы были проверены на прочность и долговечность, что позволяет использовать их максимальное время;

колесо и шестерня стандартизированы, в результате чего не возникает проблем с их изготовлением;

использование картерной системы смазки также удешевляет производство редуктора.

6. Заключение

В данном курсовом проекте разработан привод ленточного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью. Это удобно в помещениях с ограниченным местом под установку. Так же были спроектированы основные сборочные единицы редуктора (зубчатые колеса, валы, корпус и крышка редуктора) и всего привода в целом (муфта, приводной вал). Были выбраны стандартные изделия такие, как крепежные болты, подшипники, шпонки и т.д., а также подобрана система смазки подшипников и колес. Для данного привода производился подбор электродвигателя, удовлетворяющего условию проектного задания. Была спроектирована рама для крепления редуктора и двигателя к фундаменту.

7. Библиография

Фатеев В.И., Соловьев В.Д. Курсовое проектирование деталей машин. - Тула: Изд-во ТулГУ, 2002.-338 с.

Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1991.-383 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Издательский центр «Академия», 2003.-496 с.

Решетов Д.М. Атлас деталей машин. - М.: Машиностроение, 88.

Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. - М.: Машиностроение, 2004.-440 с.

Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984.-580 с.

Размещено на Allbest.ru