Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Машиностроительный факультет

Кафедра «Детали машин и ПТМ»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Механика»

Тема: «Привод ленточного конвейера»



Содержание

• 1. Введение
• 2. Описание конструкции проектируемого привода
• 3. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
• 4. Коэффициент полезного действия редуктора
• 5. Требуемая мощность электродвигателя
• 6. Выбор электродвигателя
• 7. Передаточное отношение редуктора
• 8. Мощности на валах привода
• 9. Частота вращения валов
• 10. Угловые скорости валов
• 11. Вращающий момент
• 12. Результаты расчётов
• 13. Расчет зубчатых колес редуктора
• 14. Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс
• 15. Контактные напряжения
• 16. Напряжения изгиба
• 17. Внешний делительный диаметр
• 18. Углы делительных конусов
• 19. Внешнее конусное расстояние
• 20. Ширина зубчатого венца
• 21. Внешний окружной модуль
• 22. Число зубьев колес
• 23. Фактическое передаточное число
• 24. Действительные углы делительных конусов шестерни и колеса
• 25. Смещение инструмента
• 26. Внешние диаметры
• 27. Средний делительный диаметр
• 28. Проверочный расчет
• 29. Пригодность заготовки
• 30. Проверка контактного напряжения
• 31. Проверка напряжение изгиба
• 32. Силы в зацеплении
• 33. Расчет клиноременной передачи
• 34. Выбор сечения ремня
• 35. Минимальный диаметр шкива
• 36. Диметр меньшего шкива
• 37. Диаметр ведомого шкива
• 38. Фактическое передаточное отношение
• 39. Межосевое расстояние
• 40. Длина ремня
• 41. Уточненное межосевое расстояние
• 42. Угол обхвата ремня
• 43. 3корость ремня
• 44. Частота пробегов ремня
• 45. Допускаемая мощность
• 46. Количество клиновых ремней
• 47. Сила предварительного натяжения
• 48. Окружная сила
• 49. Силы натяжения ремней
• 50. Сила давления
• 51. Проверочный расчет
• 52. Проверка прочности ремня
• 53. Предварительный расчет параметров валов
• 54. Подбор и проверочный расчет муфты
• 55. Предварительный подбор подшипников
• 56. Компоновочная схема
• 57. Выбор способа смазывания передач и подшипников
• 58. Определение размеров корпусных деталей
• 59. Определение точек приложения сил, нагружающих валы и реакций подшипников
• 60. Расчет валов по эквивалентному моменту
• 61. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
• 62. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
• 63. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
• 64. Расчет валов на выносливость
• 65. Описание сборки редуктора
• 66. Регулировка подшипников и зацеплений
• 67. Расчет передач на ЭВМ и сравнительный анализ
• 68. Спецификация
• 69. Список используемой литературы


1. Введение

2. Описание конструкции проектируемого привода

Привод - это устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин (является неотъемлемой частью любой машины). Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана непосредственно от вала двигателя или с помощью дополнительных устройств. Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных случаях применяют механические передачи (зубчатые, червячные, цепные, ременные и др.).

Двигатель. Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата, от типа двигателя его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и его привода. Электродвигатель передает крутящий момент через муфту на редуктор. Редуктор связан с валом рабочей машины цепной передачей. Валы установлены в подшипниках качения, входной и выходной валы снабжены манжетными уплотнениями. Требуемая мощность двигателя определяется по соответствующим формулам. Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трёхфазного тока единой серии. Они работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агрегата.

Муфта. Общим назначением муфт, применяемых в машиностроении, является соединение концов валов или соединение валов с расположенными на них деталями. Основное назначение муфт - передача вращающего момента без изменения его модуля и направления. Муфты могут выполнять и другие функции: предохранять механизм от перегрузок, компенсировать несоосность валов, разъединять или соединять валы во время работы.

Большинство приводных устройств имеют одну или несколько муфт, соединяющих двигатель с передаточным механизмом в зависимости от количества выходных валов, соединяющих эти валы с исполнительным механизмом. Выбор типа конструкции муфты зависит от функции, которые она должна выполнять, и обусловлен назначением механизма, взаимным расположением соединяемых валов с учётом режима нагрузки и другими факторами. При проектировании приводных устройств необходимо применять стандартные муфты. Размеры муфт выбираются из таблиц по номинальному или максимальному крутящему моменту и посадочному диаметру.

Редуктор. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных колёс. Выполняется в виде отдельного агрегата и служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (можно чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, шевронные), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:

1. по типу передачи: зубчатый;

2. по числу ступеней: одноступенчатый;

3. по типу зубчатых колес: конический

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора

2. Коэффициент полезного действия редуктора

Рассчитываем коэффициент полезного действия по формуле (2.1.2 [3] ):

где з_з.к.- К.П.Д закрытой зубчатой конической передачи;

з_п - К.П.Д одной пары подшипников качения;

з_м - К.П.Д муфты;

з_{крем.пер.} - К.П.Д клиноременной передачи.

Значения К.П.Д. находим по ( Таблица 1.2.1 [2] )

з_з.к=0.96 з_п= 0.99 з_м= 0.98 з_{крем.пер.}= 0.94

з _ред = 0.96·0.94·0.98·0.99·0.99·0.99=0.858

3. Требуемая мощность электродвигателя

Мощность на выходном валу привода, определяется по формуле (1.2.1.в 2)

где -- тяговая сила, Н;

-- линейная скорость, м/с.

= (28002.3)/1000 = 6.44 кВт

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле (1.2.3 [2])

,

где -- мощность на выходном валу привода, кВт;

-- коэффициент полезного действия редуктора.

P_тр = 6.44 /0.858 = 7.51 кВт

4. Выбор электродвигателя

Выбираем асинхронный электродвигатель типа 4A132S4УЗ номинальной мощностью Р_ном = 7.5 кВт и синхронной частотой вращения n_с = 1500об/мин, c коэффициентом скольжением S = 0.05 по ( Таблица 2.4 [1] )

5. Передаточное отношение редуктора

Частота вращения двигателя под нагрузкой:

n_дв.= n_с(1-S) = 1500(1-0.05) = 1425 об/мин

где n_с -- синхронная частота вращения, об/мин.;

S - коэффициент скольжения.

Частота вращения выходного вала определяется по формуле (1.2.4.а [2] ):

= (2.360000)/3.14225 = 195.3 об/мин

Общее передаточное отношение определяется по формуле (1.2.8 [2] ):

= 1425/195.3 =7.3

Выбираем значение передаточного числа для закрытой передачи u_з.к = 3.15 по ( Таблица 2.3 [3] ). Передаточное отношение ременной передачи определяем по формуле ( 2.2.7 [3] ):

= 7.3/3.15 = 2.317

6. Мощности на валах привода

Определяем мощности на валах привода по ( Таблица 2.4 [3] ):

7.51 кВт

= 7.510.940.99 = 6.989 кВт

= 6.9890.96 = 6.709 кВт

= 6.7090.99 = 6.642 кВт

= 6.6420.980.99 = 6.444 кВт

7. Частота вращения валов

Определяем частоты вращения валов по ( Таблица 2.4 [3] ):

= 1425 об/мин

= 1425/2.317 = 615 об/мин

= 615/3.15 = 195 об/мин



8. Угловые скорости валов

Определяем угловые скорости вращения валов по ( Таблица 2.4 [3] ):

= 3.141425/30 = 149.15 рад/c

= 3.14615/30 = 64.34 рад/c

= 3.14195/30 = 20.41 рад/c

9. Вращающий момент

Определяем вращающие моменты на валах привода по (Таблица 2.4 [3]):

= 7510/149.15 = 50.4 Hм

= 6989/64.34 = 108.6 Нм

= 6709/20.41 = 328.7 Нм

= 6642/20.41 = 325.4 Нм

= 6444/20.41 = 315.7 Нм

10. Результаты расчётов

	P, кВт	T, Нм	, рад/c	n, об/мин
вал I	7.51	50.4	149.15	1425
вал II	6.989	108.6	64.34	615
вал III	6.709	328.7	20.41	195
вал IV	6.642	325.4	-	-
вал V	6.444	315.7	-	-

Расчет зубчатых колес редуктора

11. Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс

Принимаем по ( Таблица 2.5, стр. 16 [4] для шестерни:

Сталь - 40Х, термообработка - улучшение, твердость - 285 НВ

Принимаем по ( Таблица 2.5, стр. 16 [4] для колеса:

Сталь - 40Х, термообработка - улучшение, твердость - 249 НВ

12. Контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения [у]_н Н/мм = МПа определяем по формуле ( 3.2.в, стр. 51 [3] ):

где - коэффициент безопасности, для колёс, прошедших нормализации или улучшение:

-- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, определяемы по формуле из ( Таблица 3.1, стр.49 [3]):

=2·HB+70

-- коэффициент долговечности, найден по формуле ( 3.2.а, стр. 51 [3]):

где -- число циклов перемены напряжений, соответствующие допускаемым напряжениям, определяемое по ( Таблица 3.3, стр.51 [3] );

-- действительное число циклов перемены напряжений.

Если получится меньше 0.75, берем = 0.75.

Для колеса:

=16.37 млн

==573

где -- время работы передачи = 15000

= 57320,4115000 = 157.43 млн

= 0.89

2249+70 = 568 MПа

5680.890.9/1.1 = 413.6 МПа

Для шестерни:

= 22.45 млн

= = = 175,42 3,15= 552.57 млн

0.85

2285+70 = 640 МПа

0.856400.9/1.1 = 445.1 Мпа

Необходимо проверить следующее условие, т.е. найти значение по которому ведется дальнейший расчет:

[у]_нр =0.45(+) = 0.45(445.1+413.6) = 386.4 Мпа

[у]_нр ?min[у]_Hx 386.4?413.6

Таким образом, расчет ведем по 413.6 МПа

13. Напряжения изгиба

Допускаемые контактные напряжения при изгибе Н/мм = МПа определяем по формуле ( 3.1.3.в, стр. 52 [3] ):

где -- предел выносливости при изгибе, определяем по формуле из

( Таблица 3.1, стр.49 [3] ):

- коэффициент долговечности; для длительно работающих передач определяем по формуле (3.1.3.а, стр.52 [3] );

где = число циклов перемены напряжений, соответствующие допускаемым напряжениям, ;

= действительное число циклов перемены напряжений.

Если получится меньше 0.75, то принимаем равным 0.75.

Для колеса:

0.53

Принимаем равным 1

=1.8249 = 448.2 Мпа

= 0.4448.21 = 179.3 Мпа

Для шестерни

Т.к. твердость < 350 HB Принимаем равным 1

= 1.8285 = 513 Мпа

=0.45131 = 205.2 Мпа

Дальнейший расчет будем вести по значению = 179.3 Мпа

14. Внешний делительный диаметр

Определяем значение внешнего делительного диаметра по формуле (4.2.1, стр.65 [3] ):

где -- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями = 1.1

- передаточное число передачи, = 3.15;

T - вращающий момент на колесе, T = 328.7 Hм;

-- коэффициент вида конических колес. Для колес с круговыми зубьями и НВ<350, = 1.85;

-- допускаемое контактное напряжение, .

= 1.65 = 253мм

Округляем получено значение по ( Таблица 13.15 [3] ), = 250 мм

15. Углы делительных конусов

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам (4.2.2, стр. 66 [3] ):

=72.387°

=17.613°

16. Внешнее конусное расстояние

Определяем внешнее конусное расстояние по формуле (4.2.3, стр. 66 [3] ):

= 250/20.95312 = 131 мм

17. Ширина зубчатого венца

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса по формуле (4.2.4,стр. 66 [3] ):

где -- коэффициент ширины венца = 0.285

0.285131 = 37 мм

18. Внешний окружной модуль

Определяем внешний окружной модуль по формуле (4.2.5, стр. 66 [3] ):

где T - вращающий момент на колесе, T = 328.7 Hм;

-- коэффициент вида конических колес, для колес с круговыми зубьями =1;

-- внешний делительный диаметр;

-- допускаемое контактное напряжение при изгибе;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями = 1.08.

= (14328.7)/(10.25037179.3) = 2.775

19. Число зубьев колес

Определяем число зубьев колеса и шестерни по формуле (4.2.6,с. 67 [3] );

=250/2.775 90

=90/3.15 29

20. Фактическое передаточное число

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного по формуле (4.2.7, стр. 67 [3] ):

90/26 = 3,10

Необходимо чтобы выполнялось условие:

= (3.15-3.10)/3.15) 100 = 1.5 %

Условие выполняется

21. Действительные углы делительных конусов шестерни и колеса

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам (4.2.8, стр. 67 [3] ):

= =

22. Смещение инструмента

Определяем смещение инструмента по ( Таблица 3. 1, стр.49 [3] ):

23. Внешние диаметры

Определяем делительные диаметры колеса и шестерни по формуле (4.2.10, стр. 68 [3] ):

= 80 мм

= 250 мм

Определяем диаметры вершин зубьев по формуле (4.2.10, стр. 68 [3] ):

= 80+1.64 (1+0.21) 2.7750.95171 = 85.2 мм

= 250+1.64 (1-0.21) 2.7750.30700 = 251.1 мм

Определяем диаметры впадин зубьев по формуле (4.2.10, стр. 68 [3] ):

=80-1.64 (1.2-0.21) 2.7750.95171 = 75.7 мм

=250-1.64 (1.2+0.21)2.7750.30700 = 248.0 мм

24. Средний делительный диаметр

Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса по формуле (4.2.11, стр. 68 [3]):

= 0.857•69 = 59 мм

= 0.857•280 = 240 мм



25. Проверочный расчет

26. Пригодность заготовки

Определяем пригодность заготовки по формуле (4.2.12, стр. 68 [3] ):

= 85.2+6 = 91.2 мм

= 82.775 = 22.2 мм

Необходимо чтобы выполнялось условие:

= 80 мм

= 125мм

Т.к. 91.2 < 125, и 22.2 < 80 условие выполняется

27. Проверка контактного напряжения

Определяем значение по формуле (4.2.13, стр. 69 [3] ):

где --окружная сила в зацеплении, = ;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес с круговыми зубьями, =1;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

= 1.1;

-- коэффициент динамической нагрузки. Определяется по ( Таблица 4.3, стр. 62 [3] ) в зависимости от окружной скорости колес. = 1.05;

-- коэффициент вида конических колес. Для колес с круговыми зубьями и НВ<350, = 1.85;

-- делительный диаметр колеса;

-- ширина зубчатого венца шестерни и колеса.

= 386.2 Мпа

%

Допускаемая недогрузка передачи ( < ) не более 10 % и перегрузка не более 5 %.

Получаем недогрузку 6.7 %

28. Проверка напряжение изгиба

Определяем напряжение изгиба шестерни и колеса по формуле (4.2.14, стр. 69 [3] ):

где -- коэффициент, учитывающий наклон зуба, = 1;

-- коэффициент вида конических колес, для колес с круговыми зубьями =1;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес с круговыми зубьями, =1;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями = 1.08;

-- коэффициент динамической нагрузки. Определяется по ( Таблица 4.3, стр. 62 [3] ) в зависимости от окружной скорости колес. = 1.25;

-- коэффициент формы зуба колеса. Определяется по ( Таблица 4.7, стр. 69

[3]), в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса .

где

= 33

= 533

=3.61

=3.57

144 Мпа 179.3 Мпа

= 146.1 Мпа 205.2 Мпа



29. Силы в зацеплении

Определяем окружную, радиальную и осевую силу на шестерне и колесе:

Окружная сила: Осевая сила: Радиальная сила:

где = = 0.204

== 0.634

= 2*328,7 *1000/240 = 2739 Н

Для шестерни:

= 2739*0.634 = 1737 Н

= 2739*0,204 = 558 Н

Для колеса:

= = 558 Н

= = 1737 Н

30. Расчет клиноременной передачи

31. Выбор сечения ремня

В соответствие с и выбираем сечение ремня по номограмме ( Рисунок 5.2,стр. 83 [3] ):

Нормальное сечение ТИП: А

32. Минимальный диаметр шкива

В зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня определяем минимальный диаметр меньшего шкива по

( Таблица 5.4, стр. 84 [3] ):

90 мм

33. Диметр меньшего шкива

Находим значение диаметра меньшего шкива по формуле (7.25, стр. 130 [5] ):

129,3 мм

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива из ряда стандартных значений по ( Таблица К40, стр. 426 [3] ):

125 мм

34. Диаметр ведомого шкива

Определяем значение диаметра ведомого шкива по формуле

(5.2.4, стр.84 [3] ):

1252.317 (1-0.015) = 285 мм



Округляем полученное значение до ближайшего стандартного по

(Таблица К40, стр. 426 [3] ):

280 мм

35. Фактическое передаточное отношение

Определяем фактическое передаточное отношение по формуле

(5.2.5, стр.85 [3]):

= 280/(125(1-0.015))= 2,274

Проверяем его отклонение от заданного:

= 1.8 %

36. Межосевое расстояние

Определяем межосевое расстояние в интервале по формуле (7.26,стр. 130 [5]):

где -высота сечения ремня, указанная в ( Таблица 7.7, стр. 131 [5] );

= 8 мм

= 0.55 (280+125)+8 = 230, 75мм

= 1.5 (280+125) = 607,5 мм

Для дальнейших расчетов принимаем = 350 мм

37. Длина ремня

Определяем значение длины ремня по формуле (5.2.7, стр. 85 [3]):

1353 мм

Полученное значение округляем по ( Таблица К31, стр. 418 [3] ):

L = 1400 мм

38. Уточненное межосевое расстояние

Уточняем значение межосевого расстояние по стандартной длине по формуле(5.2.8, стр. 85 [3] ):

= 374 мм

39. Угол обхвата ремня

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива по формуле

(7.28, стр. 130 [3]):

= 180 - (57 (280-125)/374) =

40. 3корость ремня

Определяем скорость ремня по формуле (5.2.10, стр. 85 [3] ):

= 3.141251425/60000 = 9,3 м/c

41. Частота пробегов ремня

Определяем частоту пробегов ремня по формуле (5.2.11, стр. 85 [3] ):

Необходимо проверить выполнение условия:

1

Условие выполняется

42. Допускаемая мощность

Определяем допускаемую мощность , передаваемую клиновым ремнем по формуле (5.2.12, стр. 87 [3] ):

где -- допускаемая приведенная мощность, определяемая по (Таблица 5.5, стр. 86 [3] ) в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра , = 2.34 кВт;

-- поправочные коэффициенты, определяемые по ( Таблица 5.2, стр. 79-80 [3] );

= 1 = 0.95 = 1 = 0.9

43. Количество клиновых ремней

Определяем количество клиновых ремней по формуле (5.2.13, стр. 87 [3] ):

Z = 7.51/2.0= 3.755 4

44. Сила предварительного натяжения

Определяем силу предварительного натяжения по формуле

(5.2.14, стр. 88 [3]):

= 8507.511/411.910.95 = 141.2 Н



45. Окружная сила

Определяем окружную силу , передаваемую комплектом клиновых ремней по формуле (5.2.15, стр. 88 [3] ):

= 7.51•1000/11.9 = 631.1 Н

46. Силы натяжения ремней

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей по формуле (5.2.16, стр. 88 [3]):

= 141.2 + 631/24 = 220.1 Н

=141.2- 631/24 = 62.3 Н

47. Сила давления

Определяем силу давления на вал по формуле (5.2.17, стр. 88 [3] ):

= 2141.240,9799 = 1066 Н

48. Проверочный расчет

49. Проверка прочности ремня

Производим проверку прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по формуле (5.2.17, стр. 81 [3] ):

где -- предел выносливости для клиновых ремней, =10 МПа;

-- напряжение растяжения, определяемое по формуле (5.2.17.а, стр. 81 [3] ):

где А - сечение ремня, определяемое по ( Таблица К31, стр. 418 [3] ),

А = 81 ;

-- напряжение изгиба, определяемое по формуле (5.2.17.б, стр. 81 [3]):

где -- модуль продольной упругости при изгибе, = 80…100 Н/мм;

принимаем = 85

-- высота сечения клинового ремня, определяется по ( Таблица К31, стр. 418)

= 8 мм;

-- напряжение от центробежных сил, определяемое по формуле (5.2.17.в, стр. 81 [3] ):

где -- плотность материала ремня, для клиновых ремней (5.2.17.в),

= 1250…1400 кг/;

= 141.2/81 + 631/2481 = 2.71 МПа

= 858/160 = 4.25 МПа

= 130011.9/1000000 = 0.18 МПа

= 2.71+4.25+0.18 = 7.63 МПа

Условие выполняется

50. Предварительный расчет параметров валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала

d_в, мм по формуле:

,

где [ф]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [ф]₂ = 15 Н/мм ².

Подставив значения, получим диаметр ведущего (быстроходного вала):

Полученное значение d_в1 округляем до ближайшего большего значения из ряда (стр. 161, [1]) и принимаем d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 45 мм.

Для ведомого вала принимаем [ф]₃ = 25 Н/мм ² и, подставив значения, получим диаметр ведомого (тихоходного) вала:

Округляем значение d_в2 до ближайшего большего значения (стр. 161, [1]). Принимаем d₃ = 42 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п3 = 50 мм.

Подбор и проверочный расчет муфты

К муфте предъявляется наличие высоких компенсирующих свойств. На работу муфты существенное влияние оказывают толчки, удары и колебания, обусловленные характером приводимой в движение машины. В связи с этим расчет муфт производим по расчетному моменту T_р по формуле 11.1 [1]:

где: k - коэффициент режима работы (табл. 11.3 [1]), для ленточного конвейера принимаем k=1,15

T_ном - крутящий момент на валу

[T] - максимально допустимый момент

Выбираем муфту цепную однорядную по ГОСТ 20742 - 81 (табл. 13.2.2 [2])

Т, кН·м	d, мм	D,мм	L, мм	l, мм	Цепь ГОСТ 13568-75	Шаг цепи, P	Число зубьев, z	h	x
0.5	42	200	222	82	ПР-31,75-8900	31.75	14	2.0	0.32

Материал полумуфт сталь Ст 45.

Твердостью рабочих поверхностей HRC 40-45

Параметры цепи ( табл. К32 [3]):

Геометрическая характеристика зацепления (табл. 3.5.1 [3]):

Диаметр делительной окружности звёздочки муфты (табл. 3.5.1 [3]):

Диаметр окружности впадин (табл. 3.5.1 [3]):

где - радиус впадины (табл. 3.5.1 [3]).

Диаметр окружности выступов находим по формуле (табл. 3.5.1 [4]):

Где

( табл. 3.5.2 [3]).

.

Ширина зуба:

51. Предварительный подбор подшипников

Подшипники качения классифицируются по следующим признакам: направлению воспринимаемой нагрузки относительно оси вала (радиальные, радиально_упорные, упорные), форме тел качения (шариковые, роликовые), числу рядов тел качения (однорядные, двухрядные, многорядные). Соотношение габаритных размеров определяют серию подшипника: сверхлегкую, особо легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую. Выпускают и применяют преимущественно подшипники легкой и средней серии. Подшипники качения подбирают на основе расчетных формул по ГОСТ 18855_82.

Поскольку на подшипники действует радиальная и осевая силы, то выбираем роликовые конические однорядные подшипники.

Для вала-шестерни предварительно принимаем подшипники легкой серии (ГОСТ 333_79), схема установки - врастяжку (П7 [1]):

Обозначение	Размеры, мм	Факторы нагрузки	Грузоподъемность
7208	45	85	0,41	1,45	42,7

Для вала-колеса предварительно принимаем подшипники легкой серии (ГОСТ 333_79), схема установки - враспор (П7 [1]):

Обозначение	Размеры, мм	Факторы нагрузки	Грузоподъемность
7211	50	90	0,37	1,60	52,9



52. Компоновочная схема

Компоновку обычно проводят в два этапа.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо.

Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники на ведущем валу оформляем в стакане. Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно

внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y=9 мм для размещения мазеудерживаещего кольца.

Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения: вычерчиваем шестерню и колесо по

конструктивным размерам. Конструируем узел ведущего вала:

1) вычерчиваем подшипники в разрезе;

2) вычерчиваем мазеудерживающие кольца.

3) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами. Используем уплотнение манжетного типа.

Аналогично выполняем узел ведущего вала. Вычерчиваем шкив клиноременной передачи. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с скруглёнными торцами.

Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами, а также расстояние, определяющее положение зубчатых колёс и шкива относительно опор.

53. Выбор способа смазывания передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления:

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. Так как редуктор общего назначения и окружная скорость равна 2,84 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. Для смазывания выбираем масло И-40А ГОСТ 20729-75 (табл. 10.8, 10.10 [1]). Количество масла определяем из расчета 0,5...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=(0,5..0,8)·6,31=3,16..5,05 л.

Зубья конических колес погружают на всю длину зуба, поэтому принимаем h=74 мм. Контроль уровня масла осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Cмазывание подшипников:

Для смазки подшипников применяем пластичную (консистентную) смазку, которая надёжно удерживается в узле и выдерживает высокие давления. Для того, чтобы она не вымывалась маслом, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Принимаем в качестве смазки солидол жировой ГОСТ 1033-79 (табл. 9.14 [1]).

54. Определение размеров корпусных деталей

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Определяем геометрические параметры корпусных элементов:

Толщина стенки корпуса редуктора:

принимаем

Толщина крышки редуктора:

принимаем

Толщина фланца корпуса редуктора:

принимаем b=12 мм

Толщина фланца крышки редуктора:

принимаем b=11 мм

Толщина фундаментного фланца:

принимаем

Толщина ребер корпуса редуктора

принимаем m=10 мм

Толщина ребер крышки редуктора

принимаем m=10 мм

Диаметр фундаментальных болтов

принимаем d₁=16 мм

Диаметр болтов у подшипников

принимаем d₂=6 мм

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

принимаем d₃=12 мм

55. Определение точек приложения сил, нагружающих валы и реакций подшипников

Так как используются конические радиально-упорный подшипники (схема установки - врастяжку), то смещение реакции подшипника (расстояние от реакции до центра подшипника) будет равно:

Расстояние между реакциями подшипников ведущего вала:

принимаем

Конструктивно определили расстояние от делительного диаметра шестерни до точки приложения реакций подшипника на вал равно:

Конструктивно определили расстояние от точки приложения реакций второго подшипника до точки действия силы от шкива: a₁=114 мм

Так же определяем расстояния между реакциями подшипников колеса (схема установки - враспор):

Тогда расстояние от делительного диаметра шестерни до точки приложения реакций подшипника на вал равно: c₂=61 мм;

Расстояние между реакциями подшипников ведомого вала определяем конструктивно

Конструктивно определили расстояние от точки приложения реакций первого подшипника до точки действия силы муфты: a₂=167мм.

Строим схему приложения сил для ведущего вала (рис. 7.1):

F_t=2739 H

F_r=558 H

F_a=1737 H

F_ш=1066 H

d=80 мм

Рисунок 7.1 - Схема приложения сил на ведущем валу

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Строим схему приложения сил для ведомого вала (рис 7.2):

F_t=2739 H

F_a=558 H

F_r=1737H

F_м=709 H

d=250 мм

Рисунок 7.2 - Схема приложения сил на ведомом валу

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Расчет валов по эквивалентному моменту

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В проектируемых приводах конструируем коническую передачу с прямыми зубьями, а также клиноременную передачу, определяющую консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей ведомый вал с валом рабочего органа.

Проверочный расчет валов на изгиб и кручение проводиться по формуле:

где: М_экв - максимальный изгибающий момент, действующий на вал;

[у_n] - допускаемое напряжение при изгибе, принимаем [у_n]=70 МПа;

Ведущий вал:

Моменты, действующие на вал в вертикальной плоскости:

Моменты, действующие на вал в горизонтальной плоскости:

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящий момент на ведущем валу T=108,6 Н·м.

Эквивалентные моменты:

По эпюре эквивалентных моментов (рис 7.1) определяем, что максимальный эквивалентный момент приложен в сечении B вала. Проводим проверочный расчет вала для этого сечения:

d_расч<d_предв;



Рисунок 7.1 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов на ведущем валу

Ведомый вал:

Моменты, действующие на вал в вертикальной плоскости :

Моменты, действующие на вал в горизонтальной плоскости:

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящий момент на ведущем валу T=328.7 Н·м.

Эквивалентные моменты:

По эпюре эквивалентных моментов (рис 9.2) определяем, что максимальный эквивалентный момент приложен в сечении А вала. Проводим проверочный расчет вала для этого сечения:

_расч<d_предв

Рисунок 7.2 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов на ведомом вал

56. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Расчет подшипников ведущего вала:

Рисунок 8.1 - Реакции подшипников на ведущем валу

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников (табл. 9.1 [3]):

где: для подшипников роликовых конических однорядных радиально-упорных с углом б=12..18?, е=0,41 (П7 [1])

Так как R_s1>R_s2, F_a=558 H, то осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6 [3] ):

Для первого (левого) подшипника, отношение:

Для второго (правого) подшипника, отношение:

где: V - коэффициент вращения (табл. 9.1 [3]);Определяем эквивалентную нагрузку для подшипников: где: V - коэффициент вращения (табл. 9.1 [3]);

X - коэффициент радиальной нагрузки (табл. 9.1 [3]);

Y - коэффициент осевой нагрузки (табл. 9.1 [3]);

К_Б - коэффициент безопасности (табл. 9.4 [3]);

К_Т - температурный коэффициент (табл. 9.5 [3]);

По большему значению R_E определяем динамическую грузоподъемность:

где: C_0r=42400 (П7 [1]);

[L_h] - требуемая долговечность, [L_h]=15000 часов;

щ - частота вращения ведущего вала;

Определяем долговечность подшипника:

где: щ - частота вращения ведущего вала;

[L_h] - требуемая долговечность, [L_h]=15000 часов;

C_0r=42400 (П7 [1]);

Подшипники пригодны.

Расчет подшипников ведомого вала:

Рисунок 8.2 - Реакции подшипников на ведомом валу

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников (табл. 9.1 [3]):

где: для подшипников роликовых конических однорядных радиально-упорных с углом б=12..18?, е=0,37 (П7 [1])

Так как R_s1>R_s2, F_a=196 H, то осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6 [3] ):

Для первого (левого) подшипника, отношение:

Для второго (правого) подшипника, отношение:

где: V - коэффициент вращения (табл. 9.1 [3]);

Определяем эквивалентную нагрузку для подшипников:

где: V - коэффициент вращения (табл. 9.1 [3]);

X - коэффициент радиальной нагрузки (табл. 9.1 [3]);

Y - коэффициент осевой нагрузки (табл. 9.1 [3]);

К_Б - коэффициент безопасности (табл. 9.4 [3]);

К_Т - температурный коэффициент (табл. 9.5 [3]);

По большему значению R_E определяем динамическую грузоподъемность:

где: C_0r=57900 (П7 [1]);

[L_h] - требуемая долговечность, [L_h]=15000 часов;

щ - частота вращения ведущего вала;

Определяем долговечность подшипника:

где: щ - частота вращения ведущего вала;

[L_h] - требуемая долговечность, [L_h]=15000 часов;

C_0r=57900 (П7 [1]);

Подшипники пригодны.

57. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонок - Сталь 45

Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала, проводим по формуле:

где: Т - крутящий момент на валу

d - диаметр вала

l_р - рабочая длина шпонки:

l - полная длина шпонки (таб. 9.1.2 [2])

h - высота шпонки (таб. 9.1.2 [2])

t₁ - глубина паза вала (таб. 9.1.2 [2])

=100 МПа - допускаемое напряжение при смятии;

Соединение шкива с валом-шестерней:

Шпонка удовлетворяет условию.

Соединение колеса с валом:

Шпонка удовлетворяет усло

вию.

Соединение вал-муфта

Шпонка удовлетворяет условию.



58. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Назначение посадок:

Посадки сопрягаемых деталей назначаем в соответствии с рекомендациями по ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82:

- Посадка шкива на быстроходном валу - H7/k6

- Посадка зубчатого конического колеса на тихоходном валу - H7/k6

- Посадка втулки на тихоходном валу - H7

- Посадка цепной муфты на тихоходном валу - H7/k6

- Крышки подшипников монтируют в корпус по посадке - H7/h8

- Отклонение валов в месте установки уплотнения - h8

- Для всех шпоночных соединений назначаем посадку - N9/h9;

- Посадки подшипников назначаем в соответствии с рекомендациями, изложенными в (табл. 7.8.1 и 7.8.5 стр. 98-100 [2]): принимаем поле допуска отверстия - H8, поле допуска вала для посадки внутреннего кольца - k6.

Шероховатости поверхностей:

Устанавливаем следующие параметры шероховатостей поверхностей по ГОСТ 2789-73.

На рабочем чертеже тихоходного вала назначаем шероховатость (табл. 6.4.3 стр.67 [2]):

- поверхности установки подшипников (табл. 7.8.2 стр.100 [2]) = 1.25

- поверхности установки ступиц колес зубчатых передач = 1.25

- поверхности установки ступиц муфт = 1.25

- поверхностей вала, взаимодействующих с манжетами резиновыми = 0.8

- торцевых поверхностей уступов (заплечиков) вала для установки подшипников, ступиц колес, муфт и т.д. - на класс ниже частоты обработки для установки этих же деталей.

- поверхностей вала в местах соединения вал-ступица (табл. 9.1, 9.2 стр.121 [2]) =3.2

- других необозначенных поверхностей = 12.

На рабочем чертеже зубчатого конического колеса назначаем шероховатость по (табл. 10.3.6 стр. 142 [2]):

- боковая поверхность зубьев = 2.5

- коническая поверхность вершин зубьев и внешнего доп. конуса = 2.5

- боковая поверхность ступицы = 3.2

- поверхности установочных баз = 1.25

- поверхность ступицы, сопряженная с валом =1.25

- соединения вал-ступица = 6.3

- другие необозначенные поверхности = 12.5

На рабочем чертеже шкива назначаем шероховатость по (стр. 25 [2]):

- рабочая поверхность канавок =6.3

- поверхности ступицы = 6.3

- другие обрабатываемые поверхности =6.3

- фаски = 12.5

- другие необозначенные поверхности = 12.5

- соединения вал-ступица = 3.2

На рабочем чертеже стакана назначаем шероховатость по (стр. 173 [2]):

- поверхности установки подшипников = 1.6

- торцевые опорные поверхности подшипников -- (на класс ниже) = 3.2

- наружная поверхность стакана = 3.2

- опорная поверхность фланца стакана = 3.2

- другие поверхности = 12.5

59. Расчет валов на выносливость

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

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне, в опасном сечении действуют максимальные моменты изгиба и кручения.

Для ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечениях под колесом и под подшипниками, но т.к. в сечении под подшипниками, то будем проверять только там.

Проверочный расчет ведущего вала (стр. 357 [1]):

Концентрация напряжения вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Материал вала - сталь 40Х;

Предел прочности (табл. 3.3 [1])

Диаметр в рассчитываемом сечении (под подшипниками)

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении:

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(табл. 8.7 [1]), тогда:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]:



;

тогда:

Коэффициент запаса прочности:

где: [s] = 1,5…1,7 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Проверочный расчет ведомого вала (стр. 358 [1]):

Концентрация напряжения вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Материал вала сталь 45 нормализированная;

Предел прочности (табл. 3.3 [1])

Диаметр в рассчитываемом сечении (под подшипниками)

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении:

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(табл. 8.7 [1]), тогда:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]:

;

тогда:

Коэффициент запаса прочности:

где: [s] = 1,5…1,7 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

59. Описание сборки редуктора

электродвигатель кинематический редуктор вал

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы (поз. 11, 12) закладывают шпонки (поз. 41, 42) и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники (поз. 32, 33) следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100?C, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз. 14) и надевают крышку корпуса (поз. 15), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов (поз. 43). Затягивают болты (поз. 21, 22), крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз. 5, 6, 7) с комплектом металлических прокладок (поз. 18), регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты (поз. 29, 30). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами (поз. 25). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз. 10) с прокладкой (поз. 16) и крышку- маслоуказатель (поз. 2). Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой (поз. 1) с прокладкой (поз. 20), закрепляют крышку болтами (поз. 23). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

60. Регулировка подшипников и зацеплений

С помощью круглой шлицевой гайки (поз. 28) производят регулировку зазоров в подшипниках (поз. 32), проверяя проворачиванием вала (поз. 12) отсутствие их заклинивания (вал должен проворачиваться свободно). Регулировку подшипников ведомого вала (поз. 11) производят с помощью набора тонких металлических прокладок (поз. 18), устанавливаемых под крышки подшипников (поз. 5, 7).

Регулировка зацепления конической пары осуществляется для того, чтобы свести делительные диаметры шестерни (поз. 12) и колеса (поз. 13) в одну точку.

Точность зацепления конической пары в проектируемом приводе осуществляется регулированием посредством осевого перемещения вала (поз. 11) с закрепленным на нем колесом (поз. 13). При этом в конической паре регулирование достигается взаимным осевым перемещением валов шестерни и колеса. В проектируемом редукторе регулировка конического зацепления производится после регулировки подшипников следующим способом:

С помощью подстановки под фланец торцовой крышки (поз. 6) или стакана (поз. 9) набора металлических прокладок толщиной от 0.1 до 0.8 мм (поз. 17). Для перемещения ведомого вала используется тот же набор регулировочных прокладок, что и для регулировки зазоров в подшипниках вала. При этом часть прокладок с одной стороны корпуса переносится на другую. Чтобы сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменений.

Суммарную толщину набора определяют при сборке.

61. Расчет передач на ЭВМ и сравнительный анализ

Для проверки расчётов закрытой передачи воспользуемся возможностями ЭВМ. При сравнении расчётов с помощью ЭВМ и выполненных вручную можно найти некоторые различия. Это объясняется тем, что компьютер при расчёте передачи использовал некоторые округления. Остальные геометрические величины совпадают с величинами вычисленными вручную, что подтверждает правильность расчётов.

Поведя сравнительный анализ результатов полученных вручную и с помощью ЭВМ можно с уверенностью гарантировать исправность работы сконструированного редуктора.



Список используемой литературы

1. Чернавский С. А. , Боков К. Н., Чернин И. М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение,1988.

2. Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие. - М.: Минск. УП «Технопринт», 2001. - 292 с., ил.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с., ил.

4. Дунаев П. Ф. , Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Уч. пособие для машиностроительных специальностей техникумов. - М.: Высшая школа, 1984. - 336 с., ил.

Размещено на Allbest.ru