Разработка привода ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Привод ленточного транспортера.

1 Электродвигатель

2 Клиноременная передача

3 Редуктор цилиндрический косозубый

4 Цепная передача

5 Барабан приводной

Целью проекта является разработка привода ленточного транспортера.

Согласно варианту 1.4 имеют место следующие параметры:

Сила, действующая на ленту F=3кН

Скорость ленты V =0,8 м/с

Частота вращения двигателя n =1500 об/мин

Диаметр барабана D = 0,4 м

Твердость поверхности зубьев НВ < 350

Долговечность L > 30000 ч.

1. Техническое предложение

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление материала по расчёту типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода ленточного транспортера.

Ленточные транспортеры используют для перемещения сыпучих, кусковых и штучных грузов на расстояния. Трасса ленточного транспортера в горизонтальной плоскости прямолинейна, а в вертикальной может быть наклонной или иметь более сложную конфигурацию. Тяговый и грузонесущий орган - лента, которая движется по стационарным роликовым-опорам, огибая приводной, натяжной, а иногда и отклоняющие барабаны. Груз перемещается на ленте вместе с ней. В зависимости от типа ролико-опор лента имеет плоскую или желобчатую форму. Ленточные транспортеры с плоской лентой используются преимущественно для перемещения штучных грузов. Необходимое натяжение ленты обеспечивает натяжная станция, обычно грузовая, а в передвижных транспортерах винтовая. Достижение необходимого вращающего момента на барабане обеспечивает приводная станция или привод.

Привод состоит из :

- рамы, на которой установлена вся конструкция,

- электродвигателя, на вал которого насажен ведущий шкив клиноременной передачи

- редуктора, на валы которого насажены ведомый шкив и ведущая звездочка

На вал барабана насажена ведомая звездочка. Все шкивы и звездочки крепятся при помощи шпонок, затягиваются гайками с шайбой. Барабан вполне может быть установлен при помощи шлицевого соединения на вал, причем центрирование должно осуществляться по внешнему диаметру (более предпочтительно для неподвижного соединения).

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным напряжениям, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчёт валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учётом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1.1 Энергетический и кинематический расчеты привода

1.1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

Кинематическая схема привода с пронумерованными валами приведена на рисунке 1



Рисунок 1

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1-быстроходный ( входной) вал редуктора

2- промежуточный вал

3- тихоходный (выходной) вал

4- вал барабана

Движение от электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора 1, далее через косозубую передачу движение передается на промежуточный вал редуктора 2, от него через косозубую передачу движение передается на выходной вал 3, затем через цепную передачу движение передается на рабочий орган. В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические параметры другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

1.1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя с учетом КПД

В качестве приводного используется трёхфазный асинхронный электродвигатель переменного тока. Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле:

 (1)

где - мощность на выходном валу привода, кВт;

Из схемы (рис.1), можно выделить клиноременную, закрытую зубчатую цилиндрическую, цепную передачи. Общее число пар подшипников равно трем. Поэтому:

- общий КПД привода, (2)

тогда

Мощность на выходе определяется как:

(3)

Где Ft-окружная сила на барабане

V-окружная скорость на барабане

По техническому заданию V=0,8 м/с; Ft=3кН

кВт

С учетом КПД требуемая мощность на электродвигателе:

.

1.1.3 Выбор и описание электродвигателя

Так как ленточный транспортер, механизм нереверсивный (как правило, насыпные грузы транспортируются в одном направлении), то и двигатель выбирается нереверсивный.

По техническому заданию nс=1500 мин -1

Обяз ательное условие выбора Р дв.н ? Ртреб. дв

По справочнику [1] выбран трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии АИР100S4 ТУ 16-525.564-84. Расположение основных размеров выбранного электродвигателя представлены на рис.2

Рисунок 2

Размеры и особенности конструкции электродвигателя

Габаритные размеры, мм _ L30=350, h31=247.5, d30=240

Установочные и присоединительные размеры, мм_ d1=28, l1=60, l10=112, l31=63, d10=12, b10=160, h=100

Число полюсов 2-4

Исполнение IM 1081

Мощность выбранного двигателя РДВ.Н=3кВт

Коэффициент скольжения S=0.06

Номинальная частота вращения

(4)

1.1.4 Частота вращения вала барабана

По данным из технического задания определяется частота вращения вала барабана:

(5)

Где D- диаметр барабана, D=0.4м

1.1.5 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число определяется, как отношение частоты вращения выходного вала привода к частоте вращения входного вала:

 (6)

Общее передаточное число можно представить, как произведение передаточных чисел отдельных ступеней привода:

(7)

Назначаются значения передаточных чисел для клиноременной и закрытой зубчатой передачи по ГОСТ 2185-66:

=2

=3,15

Тогда из формулы (7) получим значение передаточного числа для цепной передачи:

1.1.6 Определение мощности на валах привода

Расчет рекомендуется вести по максимально возможной мощности машины, тогда мощность:

- На первом валу:

Р1 = Ртреб дв = 3 кВт

- На втором валу с учетом клиноременной передачи:

Р2 = Р1 · (8)

Р2 =3 · 0,96 =2,88кВт

- На третьем валу с учетом зубчатой передачи и 2-х пар подшипников:

Р3 = Р2 ·2 (9)

Р3 =2,88 · 0,97 · (0,99) 2 =2,74 кВт

- На четвертом валу с учетом цепной передачи и пары подшипников:

Р4 =Р3 · (10)

Р4 =2,74 ·0,93 · 0,99 =2,52 кВт

1.1.7 Определение частоты вращения валов

Частота вращения первого вала:

= 1410 мин -1

Частота вращения второго вала с учетом клиноременной передачи :

(11)

= 705 мин -1

Частота вращения третьего вала с учетом зубчатой передачи :

(12)

=223,8 мин -1

Частота вращения четвертого вала с учетом цепной передачи :

(13)

= 47,77 мин -1

1.1.8 Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на любом валу определяется по формуле :

Тi = 9550 · Pi /ni (14)

Тогда для первого вала крутящий момент :

Для второго вала :

Для третьего вала :

Для четвертого вала :

1.2 Проектировочный расчет зубчатой передачи редуктора

1.2.1 Определение межосевого расстояния

Зубчатая передача закрытая. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений, поэтому проектировочный расчет начат с определения межосевого расстояния аw из условия сопротивления контактной усталости.

Выбор материала

В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

По техническому заданию НВ<350. C учетом этого назначается термообработка.

Для шестерни : улучшение и закалка токами высокой частоты.

Для колеса : улучшение.

По справочнику [3] определяется средняя твердость зубьев :

Шестерни НВ1сР = 285,5;

Колеса НВ2сР = 248,5.

Необходимо чтобы твердость зубьев шестерни на 20….50 НВ была выше твердости колеса.

Разность твердости зубьев шестерни и колеса :

ДНВ = НВ1сР - НВ2сР (15)

ДНВ = 285,5 - 248,5 =37

Условие выполняется

Механические характеристики материала для шестерни и колеса приведены в таблице 1

Параметр	Колесо	Шестерня
H/мм 2	790	900
H/мм 2	640	750
H/мм 2	375	410
Предельные размеры заготовки	Sпред(толщина обода)	Dпред(диаметр)
Значения предельных размеров, мм	125	125

Коэффициент долговечности для зубьев колеса и шестерни

Сначала определяется число циклов перемены напряжения, исходя из средней твердости материала зубьев, по таблице из [3]:

Необходимого точного значения нет, поэтому интерполируем :

для шестерни :

NH01 = (285,5-250) ((25-16,5)/(300-250))+16,5=22,5 млн. циклов;

NН02 = (248,5-250) ((16,5-10)/(300-250))+16.5=16,3 млн. циклов;

Число циклов перемены напряжений за срок службы для вала и шестерни:

(16)

Где Lh = 30000 ч. - срок службы привода, задано в техническом задании

млн. циклов;

млн. циклов;

Тогда коэффициент долговечности :

, (17)

коэффициент долговечности

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса и шестерни

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса и шестерни определяется как:

(18)

Для шестерни:

Н/мм 2

Для колеса:

Н/мм 2

С учетом коэффициента долговечности:

(19)

Для шестерни:

Для колеса:

Расчет по полученным данным межосевого расстояния, мм:

, (20)

где =43, поправочный коэффициент, принимающий данное значение для косозубой передачи;

- коэффициент ширины зубчатого венца, принимается: =0,32;

= =3.15, - передаточное число рассчитываемой передачи (по пункту 1.2.5);

- момент крутящий на колесе, , ==117 (по пункту 1.2.8)

- допускаемое контактное напряжение, ;

=0,32;

=1,2-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Тогда

,

Из стандартного ряда принимается:

1.2.2 Определение модуля зацепления

Определение коэффициента долговечности на изгиб для материала зубьев шестерни и колеса

(21)

-коэффициент долговечности на изгиб

NFO =4*10 6-число базовых циклов перемены напряжений

Ni (N1, , N2 определены в пункте 1.3.1.2)

Определение допускаемых напряжений изгиба материала колеса

Оценим напряжение по менее прочным зубьям - зубьям колеса, (для шестерни допускаемые напряжения получаются выше) :

(22)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений, Н/мм?;

Н/мм2

В общем случае:

(23)

Тогда искомое значение будет:

Н/мм2

Определение ориентировочного делительного диаметра колеса

(24)

Так как все параметры известны, то:

Определение ширины венца зубчатого колеса:

В пункте 1.3.1.4 была определена величина , исходя из этого ширина зубчатого венца:

(25)

Расчет по полученным данным модуля зацепления

Должно выполняться условие

, (26)

Где поправочный коэффициент для косозубых передач

Значение модуля принимается из стандартного ряда m=1мм

1.2.3 Определение и уточнение основных параметров передачи

Ориентировочный угол наклона зубьев

Угол наклона приближенно определяется по эмпирической зависимости:

, (27)

Расчет показал, что передачу можно оставить прямозубой, т.к. угол наклона меньше минимального стандартного

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Определяется:

, (28)

При вычислении результат округляется до ближайшего

Число зубьев шестерни

, (29)

,

Число зубьев колеса

, (30)

,

Фактическое передаточное число

, (31)

Рассчитаем погрешность передаточного числа:

% (32)

%=0.31%

Так как погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

1.2.4 Определение основных геометрических параметров шестерни и колеса

Диаметр делительной окружности:

d=mz (33)

Диаметр окружности выступов:

da=d+2m (34)

Диаметр окружности впадин:

df=d -2,4m (35)

Ширина зубчатого венца шестерни:

b1 = b2 + 2 …..4 (36)

Основные параметры, рассчитанные по формулам (35)-(38), приведены в таблице 2

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм	87	273
Диаметр вершин зубьев, мм	89	275
Диаметр впадин зубьев, мм	84,6	270,6
Ширина венца, мм	60	57,6

1.3 Расчет клиноременной передачи

1.3.1 Определение сечения ремня

По справочнику [3], с учетом n1=1410 мин-1 и Р1=3кВт, согласно рекомендациям, выбираем сечение А

Основные параметры ремня приведены в таблице 3

Наименование параметров	Сечение А
Расчетная ширина ремня Wp, мм	11
Ширина большого основания W, мм	13
Высота ремня h, мм	8
Расстояние от нейтрального слоя y0, мм	2,8
Площадь сечения А, мм2	81
Масса 1м ремня mn,мм	0,1
Минимальный диаметр шкива d1 min, мм	90
Класс кордшнуровых ремней	2

1.3.2 Основные параметры передачи

Диаметр ведущего шкива

Чтобы посчитать диаметр, необходимо перевести значение крутящего момента:

Диаметр определяется по эмпирической формуле:

(37)

По найденным значениям подбирается диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73: d1=100 мм. При этом был учтен минимально допустимый диаметр, приведенный в таблице 3.

Диаметр ведомого шкива

, (38)

Где - коэффициент проскальзывания ремня, принимается

Принимается по ГОСТ 17383-73:

Фактическое передаточное отношение

, (39)

Рассчитаем погрешность передаточного числа по формуле (33):

Так как погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

Линейная скорость ремня

, (40)

Ориентировочное межосевое расстояние

, (41)

Где h - высота ремня из таблицы 3

Принимается:

Расчетная длина ремня

, (42)

Принимается значение из стандартного ряда:

Уточнение межосевого расстояния

(43)

С целью лучшего натяжения ремня назначается межосевое расстояние:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива

, (44)

Допускаемое значение угла обхвата для клиноременной передачи

Данное значение больше допускаемого, поэтому условие достижения достаточного угла обхвата шкива выполняется.

Частота пробегов ремня

Частота пробега определяется:

, (45)

Допускаемое значение:

Так как: , то это гарантирует срок службы 1000-5000 часов и более.

1.3.3 Определение количества необходимых ремней

Часто в клиноременных передачах одного ремня недостаточно для того, чтобы передавать имеющуюся нагрузку. Необходимо определить нужное количество ремней.

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

, (46)

Где - допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по таблице 5.5 [3. стр 89]интерполированием при ,

,

-поправочный коэффициент, зависящий от нагрузки, т.к. нагрузка спокойная, то

- поправочный коэффициент, зависящий от угла обхвата ремнем ведущего шкива, определяется интерполированием из таблице 5.2 [3. стр 82]:

- поправочный коэффициент, зависящий от отношения длины ремня к базовой: , по этой величине производится интерполяция по таблице 5.2 [3. стр 83]:

- поправочный коэффициент, зависящий от ожидаемого числа ремней, так как мы ожидаем один ремень, то принимается

Тогда по формуле (46) получим:

Количество необходимых ремней

, (47)

Где - номинальная мощность двигателя, она же мощность на первом валу (п 1.2.6), тогда:

В данном случае количество необходимых ремней:

1.3.4 Определение сил, имеющих место в передаче

Сила предварительного натяжения одного ремня

Определяется по формуле:

, (48)

Окружная сила, создаваемая комплектом клиновых ремней

, (49)

Сила натяжения одного клинового ремня ведущей и ведомой ветвей

Для ведущей ветви:

, (50)

Для ведомой ветви:

, (51)

Сила давления ремней на вал

, (52)

1.3.5 Проверочный расчет

Проверка идет по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

Определение величины напряжений, возникающих при растяжении

, (53)

Где А- площадь сечения ремня по таблице 3

Определение величины напряжений, возникающих от изгиба

, (54)

Где h- высота ремня по таблице 3

-модуль упругости материала ремня. По справочнику [3]



Определение величины напряжений, возникающих от центробежных сил

(55)

Где - плотность материала ремня, определяется по справочнику [ ]

Определение суммарной величины напряжений

(56)

Условие прочности по максимальным напряжениям

(57)

Где - допускаемые суммарные напряжения

Для клиновых ремней =10

Так как , то условие выполняется.

1.3.6 Выбор элементов передачи

По справочнику [3] выбираются шкивы и ремень

Ведущий шкив:

Шкив А3.100.28Ц.СЧ 18 ГОСТ 20892-75;

Данный шкив имеет три канавки под ремни с сечением А, и цилиндрическое посадочное отверстие

Ведомый шкив:

Шкив А3.200.28Ц.СЧ 18 ГОСТ 20895-75;

Данный шкив имеет три канавки под ремни с сечением А, и цилиндрическое посадочное отверстие

Ремень:

Ремень А-900 Ш ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 12484.3-80

Ремень сечения А , кордшнуровый

1.4 Расчет цепной передачи

1.4.1 Выбор цепи

Число зубьев ведущей звездочки

(58)

Принимаем число зубьев z=21

Определение коэффициента эксплуатации

(59)

Где - коэффициент динамической нагрузки.

Будем считать нагрузку равномерной, так как лента транспортера постоянно перемещает объекты. Принимается: =1

- коэффициент, зависящий от способа смазывания. Способ смазывания капельный, то принимается : =1

- коэффициент положения передачи, где -наклон линии центров к горизонту

, поэтому принимаем: =1

- коэффициент регулировки межосевого расстояния. Нерегулируемая.

Принимается =1,25

- коэффициент, зависящий от режима работы.

Режим односменный, поэтому назначаем =1

Тогда:

Определение допускаемого давления в шарнирах цепи

Определяется интерполированием из таблицы 5.8 [3,стр94], при ожидаемом значении шага 44,45 или 50,08:

Определение минимального значения шага

Шаг определяется по эмпирической зависимости:

(60)

где v -число рядов цепи, принимается : v=1

T3 =117 Нм (п.1.2.8)

Принимаем значение из стандартного ряда:

Основание выбора данной цепи, а не цепи с шагом 19,05мм -это недостаточная прочность, поэтому выбирается роликовая однорядная приводная цепь: Цепь ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75

Основные параметры цепи приведены в таблице 4

Таблица 4 -Характеристика цепи с шагом 25.4 по ГОСТ 13568-75

Параметр	Значение параметра
Расстояние между внутренними пластинами b3 , мм	15,88
Диаметр оси d1 , мм	7,92
Диаметр ролика d3 ,, мм	15,88
h ,мм	24,2
b7 ,мм	39
b6 ,мм	22
Разрушающая нагрузка F, даН	6000
Масса одного погонного метра q , кг/м	2,6

Основные параметры передачи

Число зубьев ведомой звездочки

(61)

Фактическое передаточное число

(62)

Рассчитаем погрешность передаточного числа по формуле (32)

% =0,28%

Так как погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

Оптимальное межосевое расстояние

(63)

Назначается: .

Межосевое расстояние в шагах:

(64)

Число звеньев цепи

 (65)

Принимается:

Уточненное межосевое расстояние

(66)

Для облегчения монтажа принимается:

(67)

Тогда монтажное межосевое расстояние:

Длина цепи

(68)

Определение диаметров звездочек

Делительные диаметры

Делительные диаметры определяются по формуле:

(69)

Для ведущей звездочки:

Для ведомой звездочки:

Диаметры окружностей выступов

Общая формула:

(70)

Где К- коэффициент высоты зуба, принимается К=0,7

d1 -диаметр оси-шарнира цепи, по таблице 4: d1 =5,94мм, тогда

для ведущей звездочки:

для ведомой звездочки:

Диаметры окружностей впадин

(71)

для ведущей звездочки:

для ведомой звездочки:

Проверочные расчеты и определение сил, имеющих место передаче

Проверка частоты вращения меньшей из звезд

Необходимо соблюдение условия:

(72)

Где - частота вращения соответствующего вала:

-допускаемое значение частоты, по справочнику [3] определяется значение при данном шаге: =707,4 мин -1

Тогда условие выполняется, так как 223,8 мин -1 < 707.4 мин -1

Проверка числа ударов цепи о зубья звездочек

Должно соблюдаться условие:

(73)

Где - допускаемое значение ударов, по справочнику [3] определяется значение при данном шаге: = 26,67 с -1;

- расчетное число ударов, определяется по формуле:

(74)

Тогда условие выполняется, так как 2,176 с -1< 26.67 с -1

Определение окружной силы и скорости для дальнейших расчетов

Окружная скорость:

(75)

Окружная сила:

(76)

Проверка цепи по давлению в шарнирах

Должно соблюдаться условие:

(77)

Где - допускаемое давление в шарнирах,

определяется интерполированием из таблицы 5.8 [3]:

-текущее давление в шарнирах, определяется по формуле:

(78)

Так как все параметры известны, то:

Условие выполняется, так как 15,5 Н/мм 2< 21.4 H/мм 2

Сила давления цепи на опоры

(79)

Где -сила натяжения цепи от ведомой ветви, определяется по формуле:

 (80)

Где -вспомогательный коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к горизонту, так как передача горизонтальная, то принимаем =6

-погонная масса

-ускорение свободного падения

-межосевое расстояние

Тогда

Проверка цепи на прочность

Должно соблюдаться условие:

(81)

Где -минимально допустимый коэффициент запаса прочности цепи, определяется интерполированием из таблицы 5,9 […,стр97]:

-расчетный коэффициент запаса прочности цепи, определяется:

(82)

-вспомогательный коэффициент динамичности нагрузки, =1 (п 1.5.1.2)

- сила натяжения цепи от центробежных сил:

(83)

-разрушающая нагрузка

Подставляем значения в формулу (82):

Так как 29 > 7.89, то условие выполняется

1.5 Предварительный расчет валов

Выбор материала и термообработка

Для унификации материал выберем единый.

Выбираем Сталь 40Х

Назначается термообработка - улучшение

При этом достигается твердость: НВ 235….262.

Прочностные характеристики материала

По справочнику [3] основные прочностные характеристики:

При предварительных расчетах используют заниженное значение , поэтому

При предварительном расчете пользуются зависимостью:

(84)

Тогда диаметры валов, начиная со второго (первый вал является составной частью двигателя и рассчитан на прочность):

На втором, третьем и четвертом валу минимальные диаметры принимаются соответственно:

Так как мы рассматриваем только привод, то будем считать, что четвертый вал испытывает только кручение и в дальнейшем проверочный расчет на него производится, не будет.

2. Эскизный проект

2.1 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора

2.1.1 Проверка соответствия межосевого расстояния

(85)

Найденное межосевое расстояние соответствует действительному.

2.1.2 Проверка пригодности заготовок колес

Условие пригодности заготовки шестерни:

(86)

Где -предельный диаметр заготовки шестерни, приведен в таблице 1

(87)

,

так как 93<125, то условие выполняется

Условие пригодности заготовки колеса:

(88)

Где -предельная ширина заготовки колеса, приведена в таблице 1

(89)

,

так как 63,6<125, то условие выполняется

2.1.3 Проверка на контактные напряжения

Окружная сила

(90)

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями и степень точности передачи

Окружная скорость колес определяется:

(91)

привод ленточный транспортер передача

Исходя из скорости по таблице 4.2 [3,стр 64] определяется степень точности. В данном случае 9 степень кинематической точности.

По графику на рисунке 4.2 [3,стр 66] определяем искомый коэффициент:

Контактные напряжения

(92)

Где -коэффициент динамичности нагрузки, для спокойной нагрузки , тогда

Контактные напряжения:

Условие прочности по контактным напряжениям

(93)

Где - допускаемое контактное напряжение

Так как , то Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

2.1.4 Проверка на напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

Определение коэффициента формы зуба шестерни и колеса

По таблице 4.4 [3 ,стр 67], интерполированием определяются значения коэффициентов:

Для шестерни:

Для колеса:

Определение напряжений изгиба для шестерни и колеса

Для шестерни:

(94)

Для колеса:

Где - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями, так как распределение равномерное , то

- коэффициент , учитывающий динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке принимается :

Тогда напряжения изгиба для колеса:

напряжения изгиба для шестерни:

Условие прочности по напряжениям изгиба

(96)

Где - допускаемое контактное напряжение (п 1.3.2.2.)

Так как

и ,

то Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется

2.2 Конструкции зубчатых колес и валов

Конструкция быстроходного вала

Конструкция вала-шестерни приведена на рисунке 3

Рисунок 3

Конструкция тихоходного вала

Конструкция вала-шестерни приведена на рисунке 4



Рисунок 4

Конструкция зубчатого колеса редуктора

Конструкция колеса приведена на рисунке 5

Рисунок 5

2.3 Смазка зацеплений и подшипников

Смазка зубчатой передачи

Наиболее распространенный способ смазки зубчатых закрытых передач - окунанием.

Оптимальный объем масляной ванны определяется зависимостью:

(97)

В данном случае оценка по этому критерию производится не может, т.к. данного количества масла будет явно недостаточно.

Из-за огромного количества конструкций очень сложно сказать будет ли налитый в этих пределах объем масла оптимальный, поэтому обычно контролируют не объем масла в редукторе, а его уровень.

Оптимальный уровень масла от дна редуктора:

(98)

Где -расстояние от дна до колеса;

-диаметр колеса промежуточного вала

При проектировании редуктора принимается:

Тогда:

В данном случае это соответствует примерно двум литрам масла.

По справочнику [4] подобрана марка масла: И-Г-А-32 ГОСТ 17479,4-84

Смазка остальных элементов привода

Смазка подшипников редуктора осуществляется периодически густой смазкой типа солидол.

Смазка подшипников на валу барабана производится периодически.

Смазка двигателя производится периодически при техническом обслуживании.

Для унификации масло назначается такое же: И-Г-А-32 ГОСТ 17479,4-84

Контроль уровня масла

Для контроля принимается маслоуказатель жезловый. Расположение наклонное. Риски находятся между уровнями вычисленными ранее.

Слив масла

Для слива масла применяется пробка. Пробка цилиндрическая. При креплении имеется прокладка.

Дыхание редуктора

В конструкции предусмотрена ручка-отдушина для смотровой крышки.

2.4 Конструктивные элементы редуктора

Основные элементы корпуса, крышка и основание, изготавливаются литьем.

Материал назначается чугун - СЧ 15

В нижнем поясе основания предусмотрены отверстия под фундаментные болты.

На крышке имеются отверстия для зацепления подъемным устройством. Крышка и основание крепятся стяжными болтами. Перед сверлением отверстий под них, как правило, делаются отверстия под штифты, которые туда вбиваются для обеспечения жесткого фиксирования. Конструкцией предусмотрено смотровое окно с ручкой - отдушиной. Также имеется пробка для слива масла и масло-указатель для контроля его уровня.

Валы опираются на радиальные подшипники, которые установлены в распор. Со стороны валов их прижимают ступени или втулка (вал под колесо). С противоположной стороны имеются крышки. Крышки использованы глухие и сквозные. Для предотвращения попадания грязи, крышки при креплении имеют резиновые прокладки. Сквозные крышки имеют дополнительно манжеты. Болты имеют пружинные шайбы для предотвращения ослабления затяжки при вибрациях.

Толщина стенок корпуса:

. (99)

Принимается

Толщина верхнего пояса корпуса, нижнего пояса крышки редуктора:

. (100)

Принимается

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

. (101)

Толщина стенок крышек:

. (102)

Принимается

Диаметр фундаментальных болтов редуктора:

. (103)

Диаметр болтов на крышках:

. (104)

Выбираются болты М10

Так как усилия невелики, передача прямозубая, то достаточно четырех болтов на каждую крышку.

2.5 Усилия в передачах

Силы, действующие на валы со стороны передач

Со стороны клиноременной передачи:

Со стороны цепной передачи:

Силы, действующие на валы со стороны зубчатой передачи

Данные силы одинаковы для шестерни и колеса по модулю, но имеют противоположное направление.

Сила окружная.



Радиальная сила определяется:

(105)

Где - стандартный угол профиля зуба,

Для первой ступени.

2.6 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Рассмотрение быстроходного вала редуктора

Выбор расчетной схемы

Выбранная расчетная схема приведена на рисунке 6.

Определение реакций опор

Реакция относительно оси Х:

Реакция относительно оси Y:



Рисунок 6

Размеры, указанные на схеме просчитаны, исходя из конструктивных размеров валов.

Определение суммарных реакций

Суммарная реакция определяется по теореме Пифагора:

(106)

Для первой опоры:

Для второй опоры:

Так как опоры не что иное, как подшипники, то данные силы R1 и R2 будут для них радиальной нагрузкой.

Построение ЭПЮР

На рисунке 7 показаны эпюры изгибающих моментов относительно осей X и Y, а также эпюра крутящих моментов

Рисунок 7

Рассмотрение тихоходного вала редуктора

Выбор расчетной схемы

Выбранная расчетная схема приведена на рисунке 8.

Рисунок 8

Размеры, указанные на схеме просчитаны, исходя из конструктивных размеров валов.

Определение реакций опор

Реакция относительно оси Х:

Реакция относительно оси Y:

Определение суммарных реакций

Суммарная реакция определяется по теореме Пифагора:

(107)

Для первой опоры:

Для второй опоры:

Так как опоры не что иное, как подшипники, то данные силы R1 и R2 будут для них радиальной нагрузкой.

Построение ЭПЮР

На рисунке 9 показаны эпюры изгибающих моментов относительно осей X и Y, а также эпюра крутящих моментов:

Рисунок 9

2.7 Подбор подшипников

Рассмотрение быстроходного вала редуктора

Для вала назначаются радиальные подшипники исходя из условий работы.

Обозначение: Подшипник 310 ГОСТ 8338-75.

Из справочника [3] находится допускаемый коэффициент грузоподъемности:

Эквивалентная нагрузка для радиального подшипника:

(108)

Где - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается., а т.к. вращается внутреннее кольцо, то

- коэффициент, учитывающий характер нагрузки, принимается

- температурный коэффициент, при режиме работы до

Рассмотрение наиболее нагруженного подшипника

Тогда условная нагрузка:

Коэффициент грузоподъемности:

(109)

Где - частота вращения данного вала,

- задано техническим заданием,

Тогда:

Проверка условия годности подшипника

Должно выполняться Условие: (110)

Тогда, так как , то условие выполняется, подшипник годен

Рассмотрение тихоходного вала редуктора

Для вала назначаются радиальные подшипники исходя из условий работы.

Обозначение: Подшипник 310 ГОСТ 8338-75.

Из справочника [3] находится допускаемый коэффициент грузоподъемности:

Условная нагрузка:

Принимаются такие же коэффициенты, и ведется аналогичный расчет:

Тогда условная нагрузка:

Коэффициент грузоподъемности:

(111)

Где - частота вращения данного вала,

- задано техническим заданием,

Тогда:

Проверка условия годности подшипника

Должно выполняться Условие:



Тогда, так как , то условие выполняется, подшипник годен

2.8 Расчет шпоночных соединений

Практика показывает. Что опасным является смятие шпонок, поэтому расчеты производятся на смятие.

Должно выполняться условие:

; (112)

Где - напряжение, вызывающее смятие.

-допускаемое напряжение на смятие, по справочнику [3] для низкоуглеродистых сталей может достигать при спокойной нагрузке;

Рассмотрение шпонки на выходном валу редуктора

Обычно для шпонок принимают материалы, которые деформируются лучше, чем разрушаются, например низкоуглеродистые стали. Этим уменьшается износ скрепляемых деталей. В таких случаях возможно смятие шпонок. Расчет производится на напряжения смятия.

Для первого вала выбрана шпонка:

12х8х40 ГОСТ 23360-78

Общая формула:

; (113)

Где (для данного вала)

- площадь смятия, определяется по размерам шпонки по ГОСТ 23360-78,

; (114)

Тогда по формуле (113):

Так как , то шпонка проходит расчет

Для второго вала выбрана шпонка под колесо:

20х12х45 ГОСТ 23360-78

Где (для данного вала)

- площадь смятия

Тогда по формуле (113):

Так как , то шпонка проходит расчет

3. Технический проект

3.1 Проверка опасных сечений валов на долговечность

В качестве определяемого параметра используется коэффициент запаса, т.е. должно выполняться условие:

; (115)

Где минимально допускаемый коэффициент

Рассмотрение первого вала редуктора

Наиболее нагруженными сечениями вала, является сечение А3 и сечение А2

сечение А2 - при увеличении изгибающего момента имеет значительное увеличение диаметра, поэтому не рассматривается.

сечение А3 - это посадочное место под подшипник. Имеют место два концентратора напряжений: посадка с натягом и галтель. Более опасным является посадка с натягом, поэтому в качестве основного концентратора напряжений рассматривается она.

Определение пределов выносливости в опасном сечении вала

Основные прочностные характеристики приведены ранее;

С их учетом, по справочнику [3] определяются коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, причем будам считать, что низкая шероховатость достигается путем шлифования:

Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям:

; (116)

Тогда предел выносливости по касательным напряжениям:

; (116)

Определение напряжений в опасном сечении вала

Напряжения от изгиба

Для данного случая

; (118)

где d- диаметр вала под подшипник, d=50мм

М- суммарный изгибающий момент, т.к имеет место только один момент - относительно оси Х, то М=Мх=42,7 Нм

Тогда

.

Напряжения от кручения:

Для данного случая:

; (119)

где d- диаметр вала под подшипник, d=50мм

МК - крутящий момент, МК=39 Нм

Тогда

.

Определение коэффициента запаса

Для растяжения-сжатия:

; (120)

.

Для кручения:

; (121)

.

Тогда общий коэффициент:

; (122)

Так как , то условие долговечности выполняется

Рассмотрение второго вала редуктора в сечении А3

Сечение А3 - это посадочное место под подшипник. Имеют место два концентратора напряжений: посадка с натягом и галтель. Более опасным является посадка с натягом, поэтому в качестве основного концентратора напряжений рассматривается она.

Определение пределов выносливости в опасном сечении вала

Основные прочностные характеристики приведены ранее;

С их учетом, по справочнику [3] определяются коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, причем будам считать, что низкая шероховатость достигается путем шлифования:

;

Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям:

Тогда предел выносливости по касательным напряжениям:

Определение напряжений в опасном сечении вала

Напряжения от изгиба

Для данного случая

где d- диаметр вала под подшипник, d=70мм

М- суммарный изгибающий момент, т.к имеет место только один момент - относительно оси Х, то

; (123)

М =227 Нм

Тогда

.

Напряжения от кручения:

Для данного случая

где d- диаметр вала под подшипник, d=70мм

МК - крутящий момент, МК=117 Нм

Тогда

.

Определение коэффициента запаса

Для растяжения-сжатия:

.

Для кручения:

.

Тогда общий коэффициент:

Так как , то условие долговечности выполняется

Заключение

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Проектный расчет цилиндрических косозубых передач редуктора был выполнен по критерию контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колес, затем были определены размеры передач, затем они были проверены по контактным напряжениям, а также при действии кратковременных перегрузок. А расчет внешней передачи был выполнен по напряжениям изгиба. После определения размеров передач были проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения элементов передач в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.

Выбранные подшипники проверены на пригодность, по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию и форме концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасных сечений валов.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

Список литературы

1. Расчет зубчатых передач: Методическое указание по курсовому проектированию. /Сост. А.В. Фейгин - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 1997. - 39 с.

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

3. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин :учебное пособие--Калининград :Янтар.сказ., 2003.- 454 с.

4. Расчет зубчатых передач (цилиндрические косозубые, конические прямозубые): Методи ческое указание по курсовому проектированию. Сост. А.В. Фейгин - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2003. - 29 с

5. Чернавский С.А.,Чернин И.М.., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - М.:

Машиностроение, 1988. - 416 с.

6 Детали машин. Проектирование: учеб. пособие. Курмаз Л.В., Скобейда А.Д., - Ми.: УП «Технопринт», 2002. - 290 с.

Приложение

Чертежи

КП. ДМ 03.000СБ Муфта предохранительная фрикционная

КП. ДМ 04.000 Вал тихоходный

КП. ДМ 05.000 Колесо зубчатое

КП. ДМ 02.000СБ Редуктор соостный цилиндрический

Спецификации

КП.ДМ - 01.03 - 00.00.001 Привод ленточного транспортера

КП.ДМ - 01.03 - 01.00.002 Редуктор цилиндрический

Формат	Зона	Поз.	Обозначение	Наименование
				Документация
А1			КП.МП -01.03-02.00.000СБ	Редуктор соостный двухступенчатый целендрический Сборочный чертеж
				Сборочные единицы
		1	КП.МП -01.03-02.00.000	Крышка смотровая
				Детали
		2	КП.МП -01.03-02.00.002	Вал-шестерня
		3	КП.МП -01.03-02.00.003	Вал
		4	КП.МП -01.03-02.00.004	Втулка
		5	КП.МП -01.03-02.00.005	Колесо зубчатое
		6	КП.МП -01.03-02.00.006	Крышка редуктора
		7	КП.МП -01.03-02.00.007	Крышка подшипника глухая
		8	КП.МП -01.03-02.00.008	Крышка подшипника глухая
		9	КП.МП -01.03-02.00.009	Крышка подшипника сквозная
		10	КП.МП -01.03-02.00.0	Крышка подшипника сквозная
		11	КП.МП -01.03-02.00.0	Маслоуказатель жезловый

		12	КП.МП -01.03-02.00.0	Основание редуктора	1
		13	КП.МП -01.03-02.00.0	Пробка	1
		14	КП.МП -01.03-02.00.0	Прокладка уплотнительная	1
		15	КП.МП -01.03-02.00.0	Прокладка уплотнительная	1
		16	КП.МП -01.03-02.00.0	Прокладка уплотнительная	1
		17	КП.МП -01.03-02.00.0	Прокладка уплотнительная	2
		18	КП.МП -01.03-02.00.0	Прокладка уплотнительная	2
		19	КП.МП -01.03-02.00.019	Прокладка регулировочная	2
		20	КП.МП -01.03-02.00.020	Прокладка регулировочная	2
				Стандартные изделия
		21		Болт М6-6 gx 12.58 ГОСТ 7798-70	4
		22		Болт М10-6 gx 25.58 ГОСТ 7798-70	1
		23		Болт М10-6 gx 50.58 ГОСТ 7798-70	6
		24		Болт М10-6 gx 130.58 ГОСТ 7798-70	4
		25		Гайка М10-6Н.5 ГОСТ 5915-70	1
		26		Манжет 1х50х70 ГОСТ 8752-79	1
		27		Манжет 1х70х95 ГОСТ 8752-79	1
		28		Подшипник 310 ГОСТ 8338-75	2
		29		Подшипник 314 ГОСТ 8338-75	2

Размещено на Allbest.ru