Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Проект привода конвейера»

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор приводного электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел привода

1.3 Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах привода

2. Проектировочный расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

2.2 Определение предварительных размеров зубчатых колес

2.3 Определение усилий в зацеплениях

2.4 Предварительный расчет валов

2.5 Выбор типа подшипников

2.6 Конструирование зубчатого колеса и вала-шестерни

3. Проверочный расчет передачи редуктора

3.1 Расчет на контактную выносливость

3.2 Расчет на выносливость при изгибе

4. Уточненный расчет валов

4.1 Проверка запаса прочности валов

4.2 Расчет вала по переменным напряжениям

4.3 Определение долговечности подшипников

5. Расчет цепной передачи

6. Конструирование корпуса редуктора

7. Подбор муфты

8. Расчет шпоночных соединений

9. Выбор способа смазки и сорта масла

10. Сборка редуктора

Список литературы

Введение

редуктор цепная передача привод конвейер

Привод предназначен для приведения в движение конвейера. Т.к. мы предполагаем пользовательские условия эксплуатации и рассчитываем на «неизвестного» потребителя, то расчет привода ведем по номинальной мощности.

При проектировании привода отступлений от кинематической схемы нет. Проектирование данного привода ориентировано на мелкую серийность.

В процессе разработки курсового проекта был сконструирован привод конвейера, состоящий из электродвигателя, цилиндрического одноступенчатого редуктора и цепной передачи. Представлены расчеты передач и валов редуктора и цепной передачи. Подобраны подшипники и муфта для соединения валов электродвигателя и редуктора. Разработаны: сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса, корпуса редуктора и тихоходного вала.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор приводного электродвигателя

Определим требующую мощность электродвигателя /1, с. 5/

где общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач /1, с. 5/.

,

где КПД муфты;

КПД одной пары подшипников качения;

КПД закрытой цилиндрической передачи;

- КПД второй пары подшипников;

- КПД цепной передачи.

Получаем расчетную мощность электродвигателя:

Определяем рекомендуемое минимальное и максимальное передаточное отношение привода согласно рекомендациям табл. 1.3 /2, с. 15/

Вычисляем расчетные минимальную и максимальную частоту вращения вала электродвигателя.

По табл. 1.1 /2, с.11/ выбираем электродвигатель исходя из условий

Выбираем 4АМ132M6У3. Его данные, мощность , число оборотов , ,

1.2 Определение передаточных чисел привода

Вычисляем действительное общее передаточное отношение привода:

Производим разбивку

Определяем кинематические параметры привода:

1.3 Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах привода

Вычисляем силовые параметры привода (вращающие моменты на каждом из валов и угловых скоростей):

2. Проектировочный расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

Выберем материал шестерни и колеса табл 2.1 /2, с. 23/

Ш: Сталь 40ХН, т.о. - улучшение, твердость 235…262 НВ

К: Сталь 40ХН, т.о. - улучшение, твердость 215…242 НВ

Определяем допускаемые контактные напряжения

Расчет зубчатых передач на прочность выполняют по допускаемым контактным и изгибным напряжениям. Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87. Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала

,

где - предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

- минимальный коэффициент запаса прочности;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

Ш:

Коэффициент долговечности:

Число циклов нагружения:

Время работы передачи:

=>

К:

За расчетное контактное напряжение принимаем:

Проверяем выполнение условия , 447?599. Условие выполняется.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на прочность

где - предел выносливости зубьев при изгибе

- минимальный коэффициент запаса прочности;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности.

- для зубчатых колес, изготовленных из поковок;

- при одностороннем приложении нагрузки;

- для длительно работающей передачи

Ш:

К:

Определяем межосевое расстояние передачи по условию контактной прочности.

где - вспомогательный коэффициент;

- номинальный вращающий момент на колесе, Hм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии до приработки зубьев;

Коэффициент принимаем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор и коэффициента /2, с. 29/.

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно диаметра

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно межосевого расстояния /2, с. 29/

Из стандартного ряда выбираем ближайшее 125 мм.

Находим модуль зацепления, предварительно задав угол наклона зубьев в=12?.

Принимаем стандартный нормальный модуль

Определяем суммарное число зубьев передачи.

Принимаем зубьев.

Вычисляем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ,

Уточняем передаточное отношение.

2.2 Определение предварительных размеров зубчатых колес

Диаметр делительной окружности d, мм

Ш:

К:

Диаметры окружностей вершин и впадин:

Шестерни

Колеса

Ширина зуба:

Ш:

Принимаем

К:

Окружная скорость колес:

Назначаем 9-ю степень точности изготовления колеса по табл 2.7 /2, с.32/.

2.3 Определение усилий в зацеплениях

Окружная

Радиальная

2.4 Предварительный расчет валов

Диаметры валов

Примем

Примем

По табл. 24.27 и 24.28 /5, с. 475/ выберем геометрические параметры концов валов.

Рис. 1 - Концы валов

Для быстроходного вала:l=50 мм; r=2 мм; с=1.6 мм

Для тихоходного вала: l=80 мм; r=2.5 мм; с=2 мм

Вал с коническим концом.

Для быстроходного вала:l₁=110 мм; l₂=82 мм;d_ср=35,9 мм; b=10 мм; h=8 мм; t₁=5 мм; t₂=3.3 мм; М24?2 мм; r=2.5 мм

Для тихоходного вала: l₁=110 мм; l₂=82 мм;d_ср=51,9 мм; b=4 мм; h=9 мм; t₁=5 мм; t₂=5,5 мм; М36?3 мм; r=3мм.

2.5 Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических косозубых колес редукторов, примем шариковые радиальные подшипники.

Рис. 2 -Подшипник шариковый радиальный однорядный

Для быстроходного и тихоходного вала: подшипник 110 ГОСТ 8338-75 и 108 ГОСТ 8338-75.

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	C	C0
108	40	68	15	1,5	16,8	9,3
110	50	80	16	1,5	21.6	13.2

2.6 Конструирование зубчатого колеса и вала-шестерни

Способ получения заготовки - штамповка.

Рис. 3 - Схема зубчатого колеса

Обод: толщина , примем 8 мм.

Диск:

Примем 16 мм.

R=6 мм

3. Проверочный расчет передачи редуктора

3.1 Расчет на контактную выносливость

,

где z_н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев;

z_м - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии;

q_н1 - удельная расчетная окружная сила.

z_м= 275 МПа^1/2

Значения К_Нб, К_Нв, К_Нн даны в табл.2.5, 2.9, 2.10 /2, с. 34-36/

Недогруженность передачи по контактным напряжениям составляет:

,

что допустимо.

3.2 Расчет на выносливость при изгибе

Вычисляем напряжение изгиба у ножки зуба.

,

где Y_F - коэффициент формы зуба: для шестерни - 4.2, для колеса - 3.6.

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Y_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Значения К_Fб, К_Fв, К_Fн даны в табл. 2.9, 2.10, 2,12 /2, с. 34-36/

Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых.

Расчет на изгиб выполнен для наиболее слабого звена - шестерни, т.к. у нее отношение меньше, чем у колеса.

Таким образом, полученные результаты показывают, что проектируемая передача удовлетворяет условию работоспособности.

4. Уточненный расчет валов

Силовая схема нагружения валов редуктора

Цель составления силовой схемы нагружения - определение направления сил в зацеплении закрытых (редукторных) передач и консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Порядок выполнения силовой схемы

1. В соответствии с кинематической схемой привода намечаем расположение элементов силовой схемы.

2.Вычерчиваем, произвольно располагая аксонометрические оси X, Y, Z под углом 120; векторы сил в зацеплении, консольных сил и реакций в подшипниках.

3. Вычерчиваем в произвольных размерах (соблюдая пропорции) валы и подшипники, редукторную пару, необходимые элементы открытой передачи.

4. Определяем направление вращения быстроходного и тихоходного валов по направлению вращения двигателя.

5. Определяем направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением зубьев и вращением валов;

Определяем направление консольных сил на выходных концах валов.

4.1 Проверка запаса прочности валов

Реакции опор

Силы в зубчатом зацеплении

Вал установлен на 2-х шариковых однорядных подшипниках 110 ГОСТ 8338-75. На выходном конце вала предполагается установка звездочки цепной передачи. Консольная сила, действующая на вал со стороны звездочки F_k = 622Н.

Сила давления цепи на вал /4, с. 97/

,

где - коэффициент нагрузки вала;

- окружная сила, передаваемая цепью, Н;

- предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н.

=535Н

где - коэффициент провисания;

- масса одного метра цепи, кг/м;

- межосевое расстояние, мм;

- ускорение свободного падения, м/с².

- для передач, наклонных к горизонту до .

кг - для цепи ПРЛ /4, с. 441/.

Н.

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками: статической прочности и сопротивлении усталости.

- Временное сопротивление у_в = 900 МПа;

- Предел текучести у_т = 650 МПА;

- Предел текучести при кручении ф_т = 390 Мпа;

- Предел выносливости при изгибе у_-1 = 410 МПа;

- Предел выносливости при кручении ф_-1 = 230 МПа;

- Коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла нагружения ш_т =0,1.

Крутящий момент численно равен вращающему

Для определения реакций опор необходимо составить расчетную схему вала (рисунок). Для радиальных подшипников точка приложения реакции находится смещается в средней плоскости (действует в середине подшипника).

Рис. 4 - Схема нагружения вала

1. Вертикальная плоскость

проверка ;

Изгибающие моменты относительно оси Х в характерных точках (Н•м):

;

;

;

;

Для проверки рассматриваем вал с обоих концов. Момент в любой точке должен оставаться одинаковым независимо от того, с какого конца вала будет идти расчет методом сечений.

проверка:

2. Горизонтальная плоскость

проверка ;

Изгибающие моменты

Изгибающие моменты относительно оси X в характерных точках (Н•м):

;

;

;

проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Построение эпюры приведённого момента по третьей теории прочности.

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Для наиболее нагруженного сечения должно выполнятся условие:

, где

Для компенсации приближенности подсчета допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными: [ф_k]= 15 МПа

4.2 Расчет вала по переменным напряжениям

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений, и сравнить их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Материал вала сталь 45, улучшение.

По табл. 1, литература [3]

_в = 600 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

_-1 = 245 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

_-1 =157 МПа.

Ведомый вал: опасное сечение в опоре 2, где имеется максимальный приведённый момент.

Вычислим осевой и полярный моменты сопротивления сечения.

Амплитуды нормальных и касательных напряжений.

.

Примем коэффициенты (Таблицы 38,39,40,41, литература [2]):

-концентрация

-влияние поперечного сечения

-при шлифовании

-коэффициент поверхностного упрочнения (без упрочнения).

Коэффициенты концентрации напряжений

Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности

Прочность вала обеспечена.

4.3 Определение долговечности подшипников

Проверим пригодность подшипников 110 тихоходного вала. Частота вращения кольца подшипника . Реакции в подшипниках , . Характеристика подшипников: , , , , , .

где V - коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце V=1)

K_б - коэффициент безопасности (определяется по таблице 32 [2] )

K_T - температурный коэффициент (при t<100^•C K_T =1)

L_h - расчетный срок службы привода, ч (п.4.1 [2])

Расчетная динамическая грузоподъемность C_rp и базовая долговечность L_10h определяются по зависимости:

где R_E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени (m =3 для шариковых)

Так как осевой силы на ведомом валу нет, то эквивалентная динамическая нагрузка будет равна радиальной нагрузке (). Расчет ведем по более нагруженному подшипнику:

Следовательно, расчетная грузоподъемность и долговечность удовлетворяют условиям пригодности.

5. Расчет цепной передачи

Рассчитаем цепную передачу привода конвейера с втулочно-роликовой цепью. Передаваемая мощность ; частота вращения ведущей звездочки ; передаточное отношение передачи ; угол наклона линии центров звездочек к горизонтали .

Найдем число зубьев ведущей звездочки :

, принимаем

Число зубьев ведомой звездочки:

, принимаем

Уточняем передаточное отношение передачи:

Ориентировочно находим допускаемое среднее давление в шарнирах цепи

Определим шаг цепи t по условию ее контактной прочности

Вычислим коэффициент эксплуатации:

где К_д - динамический коэффициент;

К_и - коэффициент, учитывающий наклон цепи;

К_рег - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

К_с - коэффициент, учитывающий способ смазки;

К_р - коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

Расчетному шагу t соответствуют цепи ПРЛ и ПР с шагом t=31,75 мм табл. 3.36 /2, с. 114/. Выберем цепь облегченного типа ПРЛ.

Рис. 5 - Приводная роликовая однорядная цепь

Определяем скорость цепи:

Находим окружную силу F_t и уточняем давление в шарнирах цепи p_ц:

Вычисленное значение р_ц не превышает выбранного допускаемого: , что удовлетворяет условию работоспособности передачи.

Назначаем межосевое расстояние.

принимаем

Определяем число звеньев цепи

принимаем W=117 звеньев.

После нахождения числа звеньев цепи, уточняем межосевое расстояние

Для свободного провисания цепи уменьшаем a на 3% и окончательно принимаем a=1160 мм

Определим расчет звездочек. Находим геометрические параметры элементов передачи.

- делительный диаметр окружностей, мм:

- диаметры наружных окружностей, мм:

- диаметры окружности впадин, мм:

- смещение центров дуг впадин, мм:

Принимаем

- половину угла заострения зуба: , примем

- угол впадины зуба:

- радиус закругления головки зуба:

- высоту прямолинейности участка профиля зуба:

- ширину зуба:

- ширину вершины зуба:

Вычисляем силу давления на валы

6. Конструирование корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор х: ;

Округляем до целого числа х=9 мм. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости принимаем: , примем 10 мм

Внутренний контур стенок корпуса очерчиваем по всему периметру корпуса с учетом зазоров х и y между контуром и вращающимися деталями.

Рис. 7 - Компоновочная схема редуктора

Фундаментный фланец основания корпуса. Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме.

Высота:

Высота фланца:

Диаметр отверстия:

Цековка под шляпку болта и ее глубина: и

Расстояние до центра отверстия:

Радиусы скруглений:

Фундаментные болты:М14 по табл.10.17 /с. 233/

Соединительный фланец крышки и основания корпуса.

Ширина:

Диаметр болта:

Диаметр отверстия:

Расстояние до центра отверстия:

Толщина фланца крышки:

Глубина цековки:

Проушины для подъема редуктора: мм

Рис.9 - Соединительный фланец с креплением

7. Подбор муфты

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н·м.

,

где К_р - коэффициент режима нагрузки,

Т₃ - вращающий момент на выходном валу,

Т - номинальный момент

Для данного привода выберем муфту упругую втулочно-пальцевую. Они просты в конструкции и удобны при замене упругих элементов. Основные параметры, габаритные и присоединительные размеры определим по табл. К21 /с. 422/.

При диаметре выходного конца вала равным 40 мм,

Полумуфта изготовлена из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412-85); материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050-88); материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм².

Посадка полумуфты на вал - Н7/к6.

8. Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения проверяем на смятие. Подбор шпонки проведем для тихоходного вала редуктора. По диаметру участка вала мм берем шпонку со следующими параметрами. Сечение и длина шпонки , глубина паза , - глубина паза ступицы по ГОСТ 23360-78, - диапазон длин шпонок.

Момент на валу:

Колесо на вал садится с натягом,и для лучшей передачи крутящего момента это соединение дополняется шпонкой.

Таблица 1

Рис. 6 - Шпонки призматические(из ГОСТ 23360-78

Напряжение смятия:

- допускаемое напряжение на смятие, при стальной ступице и спокойной нагрузке.

Условие на смятие выполнено.

9. Выбор способа смазки и сорта масла

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности снашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надёжное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В Корпус редуктора или коробки передач запивают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. Выбор сорта масла зависит от значения контактного напряжения в зубьях у_н и фактической окружной скорости колес н.

По табл. 10.29 /2, с. 255/ выбираем масло И-Г-А-68.

Определим количество масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 КВт передаваемой мощности.

Определим уровень масла:

Контроль уровня масла будем производить жезловым маслоуказателем /2, с. 257/

10. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно .-нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью штифта; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. Дроздова, Н.А. Курсовое проектирование по деталям машин и основам конструирования. Расчет механических передач: учеб. Пособие / Н.А. Дроздова, Т.Е. Ереско, Н.А. Смирнов; Сиб. гос. аэрокосмич. ун-т. - Красноярск, 2007. - 160 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2006. - 456 с.: ил, черт. - Б. ц.

3. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для студ. Техн. Спец. Вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8-е изд., перераб. И доп. -М.: Издательский центр «Академия», 2004. - 496 с.

4. Чернилевский Д. В. Детали машин. Учебное пособие для вузов. М.: Учебная литература, 2001. - 561с.

5. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. Изд 5-е в двух частях. М.: Машиностроение, 1992.

6. В.И. Анурьев. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982.

Размещено на Allbest.ru