Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ

3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

4. РАСЧЁТ ВАЛОВ ПРИВОДА

5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

7. ВЫБОР МУФТЫ

8. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

10. ПЛИТА И РАМА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. На основе этого развития осуществляется комплексная механизация в промышленности, сельском хозяйстве, строительстве, транспорте. Уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкций современных машин, указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД) небольшой расход энергии и материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность. Они должны быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании, допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц.

Различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение, казалось бы, в далеких друг от друга, отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах, то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машины или механизма - система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств, для приведения в рабочее движение рабочих органов машины.

При проектировании привода производят кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологических форм деталей, освещаются вопросы сборки и разработки отдельных сборочных единиц и привода в целом.

Основной задачей на этапе конструирования привода является минимизация его стоимости и габаритных размеров при обеспечении надежности и технологичности. Это достигается оптимальным соотношением параметров привода и электродвигателя по рекомендуемым значениям передаточных чисел всех элементов, которые основаны на инженерном опыте. Исходным документом при проектировании является техническое задание, отступлении от которого недопустимо.

Выполнение курсового проекта по деталям - самостоятельная творческая работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретенные при выполнении этого проекта, являются базой для выполнения дипломного проектирования. Вместе с тем работа над курсовым проектом по деталям машин подготавливает к решению более сложных задач общетехнического характера, с которыми будущий инженер встретится в своей практической деятельности по окончании университета.

привод цепной конвейер зубчатый

1.ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Выбор электродвигателя

1. Исходные данные: тяговое усилие на двух цепях конвейера F=16 кH, скорость вращения цепи V=0,35 м/с, D=0,4 м.

2. Определим частоту вращения выходного вала привода

n_вых =V60/(D)=0,3560/(3.140.4)=16.72 (об/мин).

3. Определим ориентировочное значение передаточного числа привода на основании рекомендаций.

U'_{ред = U = 31.5}

U₂ = 3

U'общ = U'_ред U₂=11.221,5=31,36

где U'_ред - передаточное число двухступенчатого цилиндрического редуктора; U₂ - передаточное число зуб чатой передачи.

4. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

_общ=_31пк²_2пс= 0.80.980.99*0.990.980.92=0.69

где _{1 = 0.8} , _{2 = 0.98}, _{3 = 0.92, пк = 0.99}, _{пс = 0.98}

5. Определим потребную мощность двигателя

N_эф=FV/_общ=160.35/0.69=8.12(кВт)

6. Определим ориентировочную частоту вращения входного вала в привод

n_вх=n_выхUобщ=16.7294.5=1580(об/мин)

7. Согласно ГОСТ 19523-81 (табл. 4, [1]) выберем электродвигатель мощностью не меньше 6кВт и частотой вращения вала близкой к n_вх=1580 (об/мин). Наиболее близким по параметрам оказался двигатель 4А160S4. Выпишем параметры двигателя N_эд=15кВт и n_эд=1465 об/мин. Его установочные и габаритные размеры возьмем из табл. 6, [1].

8. Проверка годности двигателя. Если расхождение более 5%, то необходимо перейти к блоку корректировки № 11 (см. рис. 2), если меньше, то перейти к блоку № 12.

9. В нашем случае погрешность

k=nвх/nвых=1580/1465=1.08

Uобщ=Uобщ/k=94.5/1.08=87.5

Корректировка U2=Uобщ/Uред=87.5/31.5=2.78

10. Определим частоты вращения всех валов привода

n_вх=n₁=1465(об/мин);

n₂ = n₁ / U₁=1465/31.5=46.5(об/мин);

n₃ = n₂/ U₂=46.5/2.8=16.7(об/мин)

где n₁, n₂, n₃ - частоты вращения соответственно входного вала привода и валов быстроходной и тихоходной передач редуктора.

13. Определим передаваемые валами мощности

N_вх = N_эф=8.12 кВт;

N₁= N_эф2пк=8.120,980,99=7,88 (кВт);

N₂ = N₁*₁*_пк=7,88 0,80,99=6.24(кВт);

N₃ = N₂*₃*_пс=6.240,920,98=5.63 (кВт);

где N_1…3 - мощность на валах привода.

14. Определим крутящие моменты на каждом валу привода

T_вх = 955510 ³N_вх / n_вх = 955510 ³8.12/1465= 52960 (Hмм);

T₁ = 955510 ³N₁ / n₁ = 955510 ³7.88/1465= 51394.8 (Hмм);

T₂ = 955510 ³N₂ / n₂ = 955510 ³6.24/46.51= 1281943.7 (Hмм);

T₃ = 955510 ³ N₃ / n₃ = 955510 ³5.63/16.73= 3215460.3 (Hмм);

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБРТКИ

Основным материалом для изготовления червячного колеса примем бронзу Броф 10-1(табл.18, [1]). Термической обработкой колеса - объемную закалку НRC 50. Основным материалом для изготовления червяка примем сталь40XH. Термическая обработка червяка - улучшение, твёрдость поверхности НВ 240.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на выносливость определяются для червячного колеса по выражению

,

где предел контактной выносливости, МПа; - коэффициент долговечности.

Общее время работы привода



где 5лет - срок службы, в годах; коэффициент суточного использования; коэффициент годового использования.

ч

Коэффициент долговечности

,

где эквивалентное число циклов изменений напряжений.

где величина i-го момента гистограммы; величина расчётного момента; частота вращения вала, по которому ведётся расчёт передачи, об/мин.

для вала 1

циклов

для вала 2 циклов

для вала 3 циклов

Коэффициент долговечности

,

Предел контактной выносливости

,

где предел контактной выносливости, соответствующий общему числу циклов перемен напряжений, МПа (табл.19, [1]).

Допускаемое контактное напряжение

МПа.

2.2 Проверочный расчёт колеса на изгиб выполняется по выражению

=9.96

где - коэффициент упрочнения зуба.

Определим допускаемое напряжение изгиба в колесе

Эквивалентное число циклов перемен напряжений

,

где при ; при

для вала 1 циклов

для вала 2 циклов

для вала 3 циклов

Коэффициент долговечности

,

Проверить передачу на изгибную выносливость по зубу колеса из условия

условие выполняется.

3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

Общие положения.

Основной причиной выхода из строя зубчатых колёс является повреждения зубчатых венцов. Целью проводимых расчётов является предотвращение выходов их из строя из-за поломок зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате развития усталостных трещин.

Определение основных коэффициентов передачи.

В зависимости от передаточного числа определяем число заходов червяка

, число зубьев колеса и коэффициент диаметра червяка .

Определяем ориентировочное значение скорости скольжения

м/с.

Вспомогательный коэффициент определяется в зависимости от вида передачи. Для косозубой передачи .

Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца по табл.12, [1] .

Коэффициент динамической нагрузки. Для передач 6-8 степени точности рекомендуется принимать: для косозубой передачи .

Определение основных параметров быстроходной передачи редуктора.

Межосевое расстояние:

мм.

Определим осевой модуль зацепления

мм.

Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле:

МПа,

где - предел текучести материала колеса(см. табл. 18).

Определяем коэффициент, форму сопряженных поверхностей

=3,

где - делительный угол подъема; - угол профиля в торцевом сечении.

Определим коэффициент, учитывающий механические свойства материалов .

Уточняем коэффициент концентрации

.

Уточняем коэффициент динамичности нагрузки, для чего необходимо:

Уточнить скорость скольжения витков червяка по зубьям колеса

,

где ;

определить окружную скорость червяка

м/с.

Определим контактное напряжение в зубе колеса при действии максимальной нагрузки

где мм, уточненное межосевое расстояние;

- максимальный крутящий момент на колесе.

Проверим выполнения условия: данное условие выполняется 357.6640.

Переходим к расчету геометрических параметров передачи.

мм, межосевое расстояние;

мм,диаметр делительной окружности червяка;

мм, диаметр делительной окружности колеса;

Диаметры окружностей вершин

червяка мм,

колеса мм.

Диаметры окружностей впадин

червяка мм,

колеса мм.

Ширина червячного колеса

 мм.

Длина нарезанной части червяка

мм.

Максимальный диаметр червячного колеса

мм.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила червяка (осевая сила колеса )

Н

Окружная сила колеса (осевая сила червяка )

Радиальная сила в зацеплении

Н

4. РАСЧЁТ ВАЛОВ ПРИВОДА

Разработка конструкций валов приводов содержит в себе все основные стадии проектирования: техническое предложение, эскизный проект, технический проект.

Вначале выполняется компоновка по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочный расчёт диаметров валов по приведённому моменту, т.е. с учётом изгибающих моментов.

Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчёта по коэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях.

Рисунок 1. Расчетная схема входного вала цилиндрического редуктор, эпюры моментов.

Расчёт вала колеса.

Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции



;

;

;

.

Горизонтальная плоскость.

Суммарные изгибающие моменты.



Приведенные моменты.

Выбираем материал вала сталь 40ХН.

Определим диаметры вала в сечениях

d1=(М_пр1/(0,1[]_u))^1/3=(1282/(0,190))^1/3=11мм,

d2=(М_пр2/(0,1[]_u))^1/3=(1328/(0,190))^1/3=11мм,

d3л=(М_пр3л/(0,1[]_u))^1/3=(1342/(0,190))^1/3=11.5мм,

d3п=(М_пр3п/(0,1[]_u))^1/3=(1361/(0,190))^1/3=11.5мм.

d4=0

[]_u=_-1/(KS)=360/(22)=90МПа

где []_u - допускаемое напряжение изгиба, МПа; _-1 - предел выносливости материала при изгибе, _-1=360МПа; K- ориентировочное значение коэффициента концентрации, K=2; S - ориентировочное значение коэффициента запаса прочности S=2.

Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для опасного сечения

,

где предел выносливости при изгибе (табл.46, [1]), МПа для стали 40ХН;эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе K=1,27 (табл.42, [1]); коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; масштабный фактор для нормальных напряжений =0,7 (табл.43, [1]); амплитуда нормального напряжения, МПа; мм³ - момент сопротивления изгибу; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений, =0,1 (табл.46, [1]); среднее напряжение, МПа; осевая нагрузка.

Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

где предел выносливости материала при кручении, _-1=210МПа (табл.46, [1]); эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, K=1,08 (табл.47, [1]); коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; масштабный фактор для касательных напряжений, =0,7 (табл.48, [1]); МПа - амплитуда циклов и среднее касательное напряжение; мм³ - полярный момент сопротивления; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (табл.46, [1]);

Коэффициент запаса усталостной прочности опасного сечения

Условие выполняется. Коэффициент запаса прочности достаточен.

Расчет вала червяка

Рисунок 2. Расчетная схема входного вала цилиндрического редуктор, эпюры моментов

Вертикальная плоскость. Определяем опорные реакции

;

;

;

.

Горизонтальная плоскость.

Суммарные изгибающие моменты.

Приведенные моменты.

Выбираем материал вала сталь 45.

Определим диаметры вала в сечениях

d1=(М_пр1/(0,1[]_u))^1/3=(0/(0,190))^1/3=0мм,

d3=(М_пр3/(0,1[]_u))^1/3=(460/(0,190))^1/3=3.7мм,

d2л=(М_пр2л/(0,1[]_u))^1/3=(1000/(0,190))^1/3=4.8мм,

d2п=(М_пр2п/(0,1[]_u))^1/3=(419/(0,190))^1/3=3.6мм,

d4=(М_пр4/(0,1[]_u))^1/3=(122/(0,190))^1/3=2.4мм.

[]_u=_-1/(KS)=360/(22)=90МПа

где []_u - допускаемое напряжение изгиба, МПа; _-1 - предел выносливости материала при изгибе, _-1=360МПа; K- ориентировочное значение коэффициента концентрации, K=2; S - ориентировочное значение коэффициента запаса прочности S=2.

Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для опасного сечения

,

где предел выносливости при изгибе (табл.46, [1]), МПа для стали 40ХН;эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе K=1,32 (табл.42, [1]); коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; масштабный фактор для нормальных напряжений =0,85 (табл.43, [1]); амплитуда нормального напряжения, МПа; мм³ - момент сопротивления изгибу; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений, =0,1 (табл.46, [1]); среднее напряжение, МПа; осевая нагрузка.

Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

где предел выносливости материала при кручении, _-1=210МПа (табл.46, [1]); эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, K=1,08 (табл.47, [1]); коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; масштабный фактор для касательных напряжений, =0,73 (табл.48, [1]); МПа - амплитуда циклов и среднее касательное напряжение; мм³ - полярный момент сопротивления; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (табл.46, [1]);

Коэффициент запаса усталостной прочности опасного сечения

Условие выполняется. Коэффициент запаса прочности достаточен.

Проводим сравнение: , где допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности: для валов редуктора; для прочих валов. Ресурс нашего привода ограничен сроком работы - 5 лет. Следовательно, условие выполняется. Коэффициент запаса прочности достаточен.

Расчет третьего вала привода - вала барабана .

Определим вертикальную реакцию в опоре А:

М_BY=0F_R(a+2b) - R_AY 2b = 0

R_AY = F_R(a+2b)/2b = 2307.5(100+2275)/ 2275 =2727 (Н)

Определим вертикальные реакции в опоре В:

F_Y=0,

R_BY = 0 (Н)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

R_AX = R_BX =Ft/2 = 1027.9/2 = 514 (H)

Определим суммарные реакции в опорах (необходимы для выбора подшипников).

В опоре А:

R_A = ((R_AX)² + (R_AУ)²)^1/2= ((514)² + (2727)²)^1/2=2775 (Н)

В опоре В:

R_В = ((R_ВX)² + (R_ВУ)²)^1/2=((514)² + (0)²)^1/2=514 (Н)

Построим эпюры изгибающих моментов в сечениях вала (сечения, в которых действуют приведенные моменты необходимо рассматривать слева и справа от точки приведения момента, например сечения II и III).

В вертикальной плоскости Y:

M_{I Y} = 0 (Н мм);

M_{II Y} = F_Ra = 2307.5100 = 230750(Н мм);

M_{III Y} = F_R(a+b) - R_АY b = 2307.5(100+275) - 2727 275 = -115262.5 (Н мм);

M_{IV Y} = F_R(a+b+b) - R_АY (b+b) = 2307.5(100+275+345) -3856(275+345) = -729320 (Н мм);

В горизонтальной плоскости Х:

M_{I Х} = M_{II Х} = M_{IV Х} =0 (Н мм);

M_{III Х} = R_AХ b = 514345= 177330 (Н мм);

Определим суммарные моменты в сечениях вала:

M_I = 0;

M_II = M_{II Y} =230750 (Н мм);

M_III = ((M_{III Y})² + (M_{III Х})²)^1/2 = ((115262.5)² + (177330)²)^1/2 = 211497.9 (Н мм);

M_IV = 0 (Н мм);

Определим приведенные моменты для сечений вала:

M_Iпр = T₂ = 3215460.25 (Н мм);

M_IIпр = ((M_II)²+ (T₂)²)^1/2 = (230750²+3215460.25²)^1/2= 3223729.2 (Н мм);

M_{III пр} = ((M_III)² + (T₂)²)^1/2 = ((211497.9)² + (3215460)²)^1/2 = 3222408.4 (Н мм); M_IVпр = 0 (Н мм).

Рисунок 3. Расчетная схема вала барабана, эпюры моментов.

Найдем теоретические диаметры вала в его сечениях:

d_I = (M_Iпр / (0,1[_и]))^1/3 = (3215460/ (0,190))^1/3 =152.9(мм)

d_II = (M_IIпр / (0,1[_и]))^1/3 = (3223729.2 / (0,190))^1/3 =153 (мм)

d_III = (M_IIIпр / (0,1[_и]))^1/3 = (3222408.4 / (0,190))^1/3 =153 (мм)

d_IV = 0 (мм)

где [_и]= _-1/(k s) =360/(2·2)=90 (МПа)

[_и] - допускаемые напряжения при изгибе, МПа; _-1 - предел выносливости материала при изгибе, 360МПа; k - ориентировочное значение коэффициента концентрации, k = 2; s - коэффициент запаса прочности, s =2…2,5.

5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

Подшипники качения выбираются исходя из диаметра вала и направления действующих нагрузок, а проверяются по статической и динамической грузоподъёмности.

Подшипники скольжения также выбираются по диаметру вала и проверяются по удельной нагрузке и удельной работе сил трения.

При выборе типоразмера подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать:

величину и направление нагрузки;

частоту вращения вала;

потребный ресурс в часах;

желательные размеры подшипника (посадочный диаметр вала или диаметр отверстия в корпусе);

особые требования к подшипнику, вытекающие из условий его эксплуатации (самоустанавливаемость, способность обеспечить осевое перемещение вала, условие монтажа);

стоимость подшипника.

Выбираем типоразмер подшипника качения в зависимости от характера нагрузок и диаметра вала.

Рассчитаем подшипник червячного вала редуктора. По диаметру вала 40 мм выберем роликовый конический однорядный подшипник №7311.

Определим приведенную нагрузку Q

где K_K - коэффициент вращения , K_K =1; - коэффициент безопасности, =1; К- температурный коэффициент, К=1,1.

Определим потребную динамическую грузоподъемность подшипника

Н

где миллионов оборотов требуемая долговечность подшипника в миллионах оборотов; L_h- потребный ресурс в часах, для редукторов общего назначения можно принять L_h -12000 ч; - показатель степени: для роликоподшипников =3; Q - приведенная нагрузка, n - частота вращения внутреннего кольца подшипника, n=47об/мин.

Проведем сравнение

Рассчитаем подшипник червячного колеса редуктора. По диаметру вала 80 мм выберем роликовый конический однорядный подшипник №7309.

Определим приведенную нагрузку Q



Определим потребную динамическую грузоподъемность подшипника

Н

Проведем сравнение

6.КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Критерием работоспособности передачи приводной роликовой цепью (рис. 4) является износостойкость шарниров цепи. Расчет заключается в проверке цепи по допускаемому давлению для шарниров.

Рис. 4. Приводная роликовая однорядная цепь: 1- соединительное звено; 2 - переходное звено.

Кроме того, долговечность цепи проверяется по допустимому чис-лу входов цепи в зацепление с обеими звездочками (число ударов).

Исходные данные: - частота вращения ведущей звездочки, 46.51об/мин; - передаваемая мощность, 6.24кВт; U=2 - передаточное число,

1. Определим число зубьев ведущей звездочки

Определим число зубьев ведомой звездочки .

2. Передаточное число не изменилось

3. Определим коэффициент эксплуатации

где , , , , - коэффициенты динамичности, способа смазки, наклона линии центров к горизонту, режима работы, способа регулирования натяжения цепи.

4. Определим ориентировочное значение шага цепи

, мм

где j - число рядов роликовой цепи, для предварительного расчета принять j = 1;

- ориентировочное значение допускаемо-го давления для роликов цепи (МПА)

5. Выберем шаг цепи по ГОСТ13568-75 31,75мм.

Определим скорость цепи

(м/с)

Определим тип цепи по ГОСТ13568-75 - цепь ПР-19,05-31800, роликовая однорядная, нормальной серии шага 31,75 с разрушающей нагрузкой 60000Н.

6. Определим окружную силу

(Н)

7. Определим давление в шарнирах цепи

, МПА

8. Проведем сравнение

где - допускаемое давление в шарнирах цепи, выбранного шага;

- если "нет", то или увеличить шаг цепи или увеличить число рядов цепи j.

9. Определим межосевое расстояние

(мм),

10. Определим число звеньев цепи

мм

11. Определим длину цепи

мм

12. Определим число входов цепи в зацепление с обеими звездочками (число ударов) за 1 секунду

13. Провести сравнение

где - допустимое число ударов;

Рис.5

14. Определим диаметры начальных окружностей звездочек

(мм); мм

Определим диаметры вершин ведущей и ведомой звездочек

(мм); (мм)

15. Определим нагрузку на вал с учетом нагрузки от центробеж-ной силы и веса цепи

(Н)

Конструирование звездочек цепных передач

Конструирование звездочек цепных передач отличается от конст-руирования цилиндрических зубчатых колес лишь зубчатым венцом. Поэтому большинство рекомендаций по конструированию цилиндрических колес можно перенести на конструкции звездочек.

Однако в отличие от других передач при конструировании цепных передач необходимо учитывать некоторые особенности:

- в приводах с быстроходными двигателями цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора;

- ведомую ветвь цепи рекомендуется располагать внизу во избе-жание подхватывания ее звеньев зубьями ведущей звездочки;

- для обеспечения достаточного самонатяжения цепи не следует делать угол наклона линии центров к горизонту более 60°. Если угол наклона больше 60°, то применяют оттяжную звездочку на ведо-мой ветви;

- поскольку цепь в поперечном направлении не обладает гибко-стью, то необходимо предусматривать возможность регулировки валов цепной передачи на параллельность, а звездочки должны быть уста-новлены в одной плоскости;

- возможно применение многорядной передачи.

Материал кованных звездочек: сталь 45, сталь 40Х.

7. ВЫБОР МУФТЫ

Выбор муфты для валов обусловлен особенностью монтажа и эксплуатации привода и производится по стандартам или нормалям в зависимости от передаваемого крутящего момента, а также возможности расточки ступицы под нужные диаметры валов.

Муфта одного размера может иметь в ступицах полумуфт неодинаковые отверстия, что позволяет соединить валы разных диаметров.

Выбор и проверка элементов приводной муфты

Выбор типа муфты

Выбор МУВП (муфты упругой втулочно-пальцевой).

Упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП) предназначена для работы с незначительными крутящими моментами и большими скоростями вращения вала. Критерием работоспособности является напряжение изгиба в пальцах и напряжения смятия в резиновых втулках.

Так как входной вал червячного редуктора выбран в большим запасом (по валу электродвигателя), то МУВП выберем по диаметру вала.

Определяем напряжение изгиба в пальцах:

_и=10Трlp/(Dnzd³n)=107700033/(120614³)=12.9МПа0,5160=80МПа,

где К_п = 1,5 - коэффициент режима при передаче.

lп = 33 мм - длина пальца; Dп = 120 мм - диаметр окружности расположения пальцев; z = 6 - число пальцев; dп = 6 мм - диаметр пальца.

Расчетное допускаемое напряжение изгиба для пальца:

ут = 160 МПа (для стали 40ХН при НВ 180 - 200).

Тогда требуемое условие выполнено уи <= [уи].

Определяем напряжение смятия в резиновых втулках:

_см=2Тр/(Dnzlвdв)= 277000/(12061429)= 0,53МПа

lв = 29 мм - длина втулки.

[усм] = 1,8 МПа - расчетное допускаемое напряжение смятия.

Тогда требуемое условие выполнено усм <= [усм].

Рис.6. Муфта упругая, втулочно-пальцевая.

8. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предотвращения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода тепла в редукторах применяют смазку. В настоящее время для передач редуктора широко применяют картерную систему смазки. Этот способ применяют для передач при окружных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Причём, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло и наоборот, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости червячного вала и колеса. В редукторе будет использовано масло марки И-100А. высота масляной ванны составит 57 мм от днища редуктора. Общий объём ванны около 9.5 л. контроль уровня масла в редукторе осуществляется жезловым указателем. При длительной работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, поэтому в редукторе масло периодически заменятся. Для этой цели в корпусе редуктора должно быть предусмотрено маслосливное отверстие, закрываемое пробкой. Для полного слива масла желательно предусмотреть уклон дна корпуса редуктора в сторону сливной пробки. При работе редуктора за счёт потерь мощности в узлах трения масло разогревается и тем самым повышается давление воздуха внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки пробки-отдушины в верхних его точках. Иногда пробку-отдушину совмещают с крышкой смотрового люка.

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпоночные соединения предназначаются для передачи крутящего момента от вала к ступице или наоборот.

В зависимости от конструкции шпонки делят на призматические, сегментные, клиновые, тангенциальные, специальные. Наибольшее применение в машиностроении находят призматические шпонки ГОСТ 23360 - 78.

Шпонки подбирают в зависимости от диаметра вала и проверяют на прочность по напряжениям смятия [1]:

,

где наибольший крутящий момент с учётом динамических нагрузок при пуске, Н мм;

диаметр вала, мм; высота шпонки, мм; заглубление шпонки в вал, мм;

рабочая длина шпонки; МПа - допускаемое напряжение смятия [2].

Для вала колеса(под червячное колесо)

, шпонка2214110 ГОСТ 23360-78

Для червячного вала

, шпонка 12878 ГОСТ 23360-78

10. ПЛИТА И РАМА

Сварные несущие конструкции экономически выгодно изготавливать при единичном и мелкосерийном производстве. При этом используют прокат: швеллеры, уголки, листы, полосы. Кроме того, металлоемкость сварных конструкций примерно в два раза меньше аналогичных литых рам и плит. Плиты служат для установки агрегатов привода (двигателя, редуктора) и обеспечения правильного положения их в течение всего срока эксплуатации. Конструкция плит должна удовлетворять требования прочности, жесткости, виброустойчивости, стабильности формы во времени и др. Длину плиты и ширину определяют в соответствии с размерами агрегатов, устанавливаемых на ней. Высоту плиты принимают примерно . Если плита ступенчатая, то высота соответствует более низкой её части. Диаметр болтов для крепления плиты к фундаменту принимают равным диаметру болтов, крепящих редуктор к плите. Болты равномерно размещают со средним шагом .

В данном случае будем использовать сварную плиту и прокатного сортамента - швеллеров, угольников и листов. Швеллера и угольники располагаются так, чтобы торец одной детали примыкал к стенке другой. Это облегчает изготовление плит. Детали плиты сваривают по контуру сопряжения. Контур плиты будет иметь Г-образную форму.

Для удобства монтажа и демонтажа прокатные профили, составляющие раму, устанавливают полками наружу.

Крепёж рамы к фундаменту осуществляется фундаментными болтами. В случае крепления рамы за полки необходимо подкладывать под гайку болта косую шайбу. Диаметры и число болтов выбирают в зависимости от длины или развёрнутой длины несущей конструкции (табл.54, [1]).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Согласно заданию был спроектирован привод к цепному конвейеру по указанной схеме с графиком нагрузки. В процессе проектирования, на первом этапе, были определены основные параметры: передаточные числа зубчатых и цепной передач, передаваемые крутящие моменты, частоты вращения валов привода, силы возникающие в механических передачах. После определения основных параметров на втором этапе были сконструированы червячный вал и червячное колесо, корпусные детали и подшипниковые узлы. Затем выполнен сборочный и габаритный чертеж. Малая ширина редуктора обусловлена тем, что колеса подвергались закалке. Этим обусловлен незначительный объем картера.

ЛИТЕРАТУРА

1. Расчет и проектирование деталей машин: Учебное пособие./ Под общ. ред. А.А. Андросова. - Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ 2002.- 285c.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. М., 1979. Т. 1 - 3.

4. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М., 2002.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов/Под ред В.А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа, 2000. - 383 стр.

Размещено на Allbest.ru