Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

ИРКУТСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Институт Авиамашиностроения и транспорта

Расчет привода ленточного конвейера автомобильного завода

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Иркутск 2017 г



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни колеса редуктора

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет клиноременной передачи

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки редуктора

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфты

12. Уточненный расчет валов

13. Посадки деталей редуктора

14. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора

Заключение

Cписок использованных источников



Введение

В процессе развития общества, по мере механизации производства и транспорта, увеличения сложности конструкций, возникла необходимость не только бессознательно, но и научно подойти к производству и эксплуатации машин. редуктор шпоночный документация электродвигатель

С середины 19 века в университетах Запада, а чуть позже в Санкт-Петербургском университете в преподавание вводится самостоятельный курс «Детали Машин». Сегодня без этого курса немыслима подготовка инженера-механика любой специальности.

Учебная дисциплина «Детали машин» ставит целью изучения студентами конструкций деталей и механизмов приборов и установок; физических принципов работы приборов, физических установок и технологического оборудования; методик и расчетов конструирования, а также способов оформления конструкторской документации.

Целью курсовой работы предусматривается рассчитать привод ленточного конвейера для перемещения насыпных строительных грунтов.

Для этого нам потребуется произвести:

1. Выбрать электродвигатель и сделать кинематический расчёт.

2. Рассчитать параметры редуктора и ременную передачу.

3. Выбрать материалы для изготовления деталей.

4. Произвести прочностной расчет валов, подшипников и шпонок.

5. Скомпоновать редуктор.

Зубчатая передача - это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

К достоинствам зубчатой передачи можно отнести: малые габариты; высокий КПД; большая надежность в работе; постоянство передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания; возможность применения в широком диапазоне моментов, скоростей и передаточных отношений.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности при изготовлении и шум при работе на больших скоростях.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода: (см. формулу 1.2 и пояснение к ней [1])

КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами: принимаем 0,98, потому что применяется для автомобильной отрасли;

КПД потерь на подшипниках: ; принимаем 0,995, потому что для автомобильной отрасли, выбираем подшипники легкой серии;

КПД ременной передачи: ; принимаю 0,97 потому что, ремень является основным передаточным звеном привода и должен обладать хорошим качеством.

Требуемая мощность электродвигателя:

По данным таблицы П1, с 390, [1], подходят электродвигатели четырех марок представленных в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые.

Мощ- ность, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин
	3000	1500	1000	750
	Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %
18,5	160М2	2,1	1,4	160М4	2,2	1,4	180M6	2,7	1,2	200M8	2,3	1,2

Для каждого электродвигателя рассчитываем:

1. Для двигателя 160М2:

Номинальная частота вращения вала:

Общее передаточное число привода:

Передаточные отношения зубчатой и клиноременной передач:

2. Для двигателя 160М4:

3. Для двигателя 180M6:

4. Для двигателя 200M8:

При выборе первого из указанных двигателей с возникнут затруднения в реализации большого передаточного отношения; двигатель с имеет большие габариты и массу; предпочтительнее двигатели с и . После редуктора установлена клиноременная передача, главным недостатком которой является большие габаритные размеры при значительных мощностях. И поэтому выбираем двигатель с оптимальным передаточным числом клиноременной передачи

Производим расчет по двигателю 4A180M6.

Частоты вращения валов:

Мощности на валах:

Угловые скорости валов:

Крутящие моменты на валах привода:

Таблица 1.2 - Кинематические и силовые характеристики привода.

N вала	N кВт
1
2
3
4
5

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3, [1]): для шестерни сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, твердость НВ = 270; для колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость НВ = 245.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1]):

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

Улучшение -- комплексная термическая обработка металлов, включающая в себя закалку и последующий высокий отпуск.

Закалка -- вид термической обработки материалов, заключающийся в их нагреве выше критической температуры , с последующим быстрым охлаждением.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB = 350 и термической обработкой (улучшением) по табл. 3.2 [1]:

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ; - коэффициент безопасности, для увеличения принимаем .

Расчетное допускаемое контактное напряжение формула (3.10) [1]:

Требуемое условие:,

где , как правило, равно .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зуба (формула 3.7 [1]):

где для косозубых колес; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,0ч1,15 (см. табл. 3.1 [1]); - момент на валу колеса; - коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач =0,25 ч 0,4;принимаем =0,4, чтобы уменьшить габариты редуктора.

Межосевое расстояние округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 (см. страницу 36 [1]):

200 мм.

Нормальный модуль зацепления выбираем из следующего интервала:

Выравниваем его по ГОСТ 9563-60:

Угол наклона зубьев . Предварительно принимаем угол наклона зубьев для того, чтобы уменьшить осевую нагрузку на подшипники.

Определим числа зубьев шестерни колеса:

Примем , тогда:

Уточняем значение угла наклона зубьев по формуле (3.16 стр. 37 [1]):

Проверка межосевого расстояния по формуле (3,15 стр. 37 [1]):

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры по формуле(3.17 стр. 37 [1]):

Проверка межосевого расстояния по формуле (3,15 стр. 37 [1]):

Диаметр вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины по диаметру:

Окружная скорость шестерни и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности (см. стр. 32 [1]).

Коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - динамический коэффициент.

По табл. 3.5 [1] при для симметричного расположения колес твердости ,

По табл. 3.4 [1] для 8-й степени точности и скорости м/с,

По табл. 3.6 [1] для косозубых колес при скорости 3,4 м/с и твердости ,

Таким образом,

Проверка контактных напряжений (см. формулу 3.6[1]):

Таким образом, действительные контактные напряжения меньше допускаемых .

Силы, действующие в зацеплении

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие:

Окружную (см. формулу 8.11 [1]):

Радиальную (см. формулу 8.3 [1]):

Осевую (см. формулу 8.4 [1]):

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]):

где - коэффициент нагрузки; - окружная сила; - коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициент нагрузки (см. стр. 42 [1]):

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки); - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).

По табл. 3.7 [1] при симметричном расположении колес относительно опор и твердости .

По табл. 3.8 [1] для 8-й степени точности, скорости и твердости .

Таким образом, .

Коэффициент, учитывающий форму зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев и , вычисляемых по формуле:

При этом по ГОСТ 21354-75 и (см. стр. 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе (см. формулу 3.24 [1]):

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов; - коэффициент безопасности.

Здесь по табл. 3.9 [1] для стали 40Х при улучшении предел выносливости при от нулевом цикле изгиба .

Коэффициент безопасности ; по табл. 3.9 [1]

; для поковок и штамповок .

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношениям :

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найдено отношение меньше.

Коэффициент введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]):

где - угол наклона делительной линии зуба.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354-75,

где - коэффициент торцевого перекрытия и - степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]).

Причем среднее значение ; выше была принята 8-я степень точности. Тогда

Проверяем зуб колеса (см. формулу 3.25 [1] ):

Таким образом, действительные напряжения при изгибе меньше допускаемых.

Условие выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Проектный расчет вала начинаем с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба (см. формулу 8.16 и пояснения к ней [1]):

где - крутящий момент; - допускаемое напряжение при кручение; для валов из сталей 40Х принимают пониженное значение . Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда.

Ведущий вал

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . У подобранного электродвигателя (см. табл. П2 [1]) диаметр вала может быть 55 и 48 мм. Примем . Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под и . Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал



Принимаем стандартное значение (стр. 162 [1]):

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр вала под колесо:

4. Конструктивные размеры шестерни колеса редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены:

Колесо штампованное, оно по форме соответствует готовым деталям и не требует механической обработки нерабочих поверхностей (см. стр.230 [1]):

Определение размеров колеса (см. стр. 233[1] ).

Диаметр впадин колеса:

Толщина обода:

Принимаем

Внутренний диаметр обода:

Диаметр ступицы:



Принимаем

Длина ступицы:

Принимаем

Диаметр центровой окружности:

Диметр отверстий:

В колесе делаем 4 отврестия.

Толщина диска:

Принимаем

Фаска:



5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Основные элементы корпуса из чугуна (см. стр. 241 [1] ).

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

Так как для проливки чугуна толщина стенок должна быть не менее 8 мм, то принимаем

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина фланца крышки корпуса:

Толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаем

Толщина ребер основания корпуса:

Принимаем

Толщина ребер крышки:

Принимаем

Диаметр фундаментных болтов:

Принимаем болты с резьбой М22.

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность ; частота вращения ведущего (меньшего) шкива ; передаточное отношение; скольжение ремня ??=0,01.

По номограмме (рис. 7.3 [1]) в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня В.

1. Вращающий момент:

2. Диаметр ведущего шкива (см. формулу 7.25 [1]):

По найденному значению подбирают диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73(см. стр 120 [1]): 355 мм.

3. Диаметр ведомого шкива (см. формулу 7.3 [1]):

где - относительное скольжение ремня; для передач с регулируемым натяжением ремня - передаточное отношение (см. формулу 7.4 [1]):

Примем

4. Уточняем передаточное отношение:

При этом угловая скорость вала 5 будет:



По первоначальному расчету:

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету ,, что менее допускаемого .

Следовательно, принимаем диаметры шкивов и

5. Межосевое расстояние (см. формулу 7.26 [1]):

где - высота сечения ремня (см. табл. 7.7 [1]).

6. Длина ремня (см. формулу 7.7 [1]):

Округляем длину ремня до стандартного значения (см. примечание к табл. 7.7 [1]).

Примем .

7. Уточняем межосевое расстояние (см. формулу 7.27 [1]):

Где - расчетная длина ремня;

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01•4000=40 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025•4000=100 мм для увеличения натяжения ремней.

8. Угол обхвата меньшего шкива (см. формулу 7.28 [1]):

9. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи (см. табл. 7.10 [1]):

Для привода к ленточному конвейеру при односменной работе .

10. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (см. табл. 7.9 [1]):

Для ремня сечения В при длине ремня коэффициент .

11. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснение к формуле 7.29 [1]): при коэффициент .

12. Коэффициент учитывающий число ремней в передаче (см. пояснение к формуле 7.29 [1]): предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент .

13. Число ремней (см. формулу 7.29 [1]):

где - мощность, кВт, допускаемая для передачи одним ремнем (см. табл. 7.8 [1]); для ремня сечения В при длине , работе на шкиве и .

Примем .

14. Предварительное натяжение ветвей клинового ремня, Н (см. формулу 7.30 [1]):

где - в м/с; - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Нс²)/м² (см. пояснение к формуле 7.30 [1]);

15. Сила, действующая на валы (см. формулу 7.31 [1]):

16. Ширина шкивов:

17. Рабочий ресурс ремней (см. формулу 7.32 [1]):

где - базовое число циклов(см. пояснение к формуле 7.32 [1]); для ремня сечением В ; - максимально напряжение в сечении ремня; - предел выносливости: ; - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения ; - коэффициент изменение нагрузки: примем при постоянной нагрузке

;

Максимально напряжение в сечении ремня (см. формулу 7.18 [1]):

где - напряжение от растяжения (см. формулу 7.19 [1]); - напряжение от изгиба ремня (см. формулу 7.20 [1]); - напряжение от центробежной силы (см. формулу 7.21 [1]).

где - натяжение ведущей ветви (см. формулу 7.10 [1]); - ширина и толщина ремня (см. табл. 7.7): , .

где - предварительное натяжение каждой ветви (см. формулу 7.11 [1]); - сила действующая в ременной передачи (см. формулу 7.9 [1]).

где - напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение (см. пояснение к формуле 7.11 [1]).

- для резинотканевых ремней (см. пояснение к формуле 7.20 [1]).

где ; множитель служит для перевода в Мпа (см. пояснение к формуле 7.21 [1]).

7. Проверка долговечности подшипника

8. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса . Принимаем

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса .

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса .

Предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и . Так как в опорах применены радиально-упорные подшипники, то для компенсации температурных деформаций между крышкой и наружным кольцом подшипника оставляем зазор . Из практики принимаем тепловой зазор равным

По табл. П6 [1] имеем:

Условное обозначение подшипника
					кН
36209	45	85	19	2	31,2	25,1
46216	65	140	33	3,5	113	75

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем маслозеудерживающие кольца (см. стр. 208 и рис. 9.40 [1]). Их ширину определяет размер .

Измерением находим расстояние на ведущем валу и на ведомом .

Примем окончательное .

Для подшипника 36209

Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия ; в этом фланце ?=12 (см. стр. 303 [1])

Головку болта примем мм.

Глубина гнезда подшипника lr=1,5•В=1,5•19=28,5 мм.

Для подшипника 46313

Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия ; в этом фланце ?=14 (см. стр. 303 [1])

Головку болта примем мм.

Глубина гнезда подшипника lr=1,5•В=1,5•33=23,1 мм.

Табл. 7.1 - толщина фланца крышки подшипника

Условное обозначение подшипника
36209	85	12	12
46313	140	14	14

Рисунок 4.1 - Основные размеры зубчатого колеса

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем , и ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1:

Сумма моментов относительно опоры 2:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в горизонтальной плоскости:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1:

Сумма моментов относительно опоры 2:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в вертикальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиально-упорные шарикоподшипники 36309 (см. приложение, табл. П6 [1]): ; ; ; и .

При

При ,

Эквивалентная нагрузка (см. формулу 9.4 [1]):

в которой радиальная нагрузка осевая нагрузка (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент (см. табл. 9.20 [1]).

Отношение:

Этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует

Отношение:

Расчетная долговечность, млн. об (см. формулу 9.1 [1]):

Расчетная долговечность в часах:

здесь - частота вращения ведущего вала.

Ведомый вал

Он несет такие же нагрузки, как и ведущий: , и ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 3:

Сумма моментов относительно опоры 4:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в горизонтальной плоскости:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 3:

Сумма моментов относительно опоры 4:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в вертикальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальный-упорный шарикоподшипник 46313 (см. приложение, табл. П3 [1]): ; ; ; и

.

При

При ,

Эквивалентная нагрузка (см. формулу 9.3 [1]):

Отношение:

Этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует

Отношение:

Расчетная долговечность, млн. об (см. формулу 9.1 [1]):

Расчетная долговечность в часах:

здесь - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч (минимальная допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 36209 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 46313 имеют ресурс



9. Второй этап компоновки редуктора

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

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а. наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние . Используя эти осевые, линии вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б. между подшипниками и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца (см. рис. 9.39 [1]). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения ступеней вала устанавливаем кольцо на тот же диаметр, что и подшипники (). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в. вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31-9.33 [1]) с уплотнительными прокладками (толщиной ) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

г. переход вала к присоединительному концу выполняем на расстоянии 12 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за крышкуё.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а. для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки.

б. отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в. вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г. переход вала к присоединительному концу выполняем на расстоянии 8 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за крышку.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8.9) [1]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Нормализация - процесс термич. обработки, заключающийся в нагреве стали на 30--50° выше верхней критич. точки Ас3, выдержке при этой темп-ре и охлаждении на воздухе.

Материал шпонки - Сталь 45 нормализованная

Напряжения смятия и условие прочности (по формуле 8.22 [1]):

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке 100 МПа, при чугунной приведенное значение снижается вдвое, т.е. 50 МПа.

Ведущий вал

длина шпонки . Момент на ведущем валу

Ведомый вал:

Определяем длину шпонки под МУВП при: ; ; ; - момент на ведомом валу.

Примем 90 ММ

Проверяем шпонку под колесом при: длина шпонки

Проверяем шпонку под полумуфтой при: длина шпонки ; момент на ведомом валу . Материал полумуфт МУВП - сталь 40.

11. Выбор муфты

Для ведомого вала

Исходя из того, что на ведомом валу редуктора, а значит и на полумуфте, вращающий момент будет равен Т₃=

(Н?м), а диаметр ступени под полумуфту равен d_в=60 мм, выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75 .

Номинальный крутящий момент М_кр=1000 Н?м, диаметр d=60 мм, диаметр упругой оболочки D=220 мм, длина полумуфты l=105 (мм) при первом исполнении;

Допускаемые смещения:

радиальное = 0,4 (мм); угловое = 1⁰

Для ведущего вала

Исходя из того, что на ведущем валу редуктора, а значит и на полумуфте, вращающий момент будет равен T₂=

Н?м, происходит соединение разных диаметров валов d_дв=48 мм и d_{ведвала}=38 мм выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75 (табл. 11.5, стр. 277 [1],).

Номинальный крутящий момент М_кр=250 Н?м, диаметр d_дв=48 мм и d_{ведвала}=38 мм, диаметр упругой оболочки D=140мм, длина полумуфты l=80 мм при втором исполнении;

Допускаемые смещения:

радиальное = 0,3 (мм); угловое = 1⁰

Выбираем такие муфты, т.к. они обладает высокими демпфирующими свойствами, обеспечивают шумо - электроизоляцию узлов привода, удобны и надежны в эксплуатации.

12. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 40Х, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 120 мм (в нашем случае ) среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для углеродистых конструкционных (см. стр. 162 [1]):

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений для конструкционных сталей (см. стр. 164 [1]):

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (см. формулу 8.19 [1]):

где - масштабный фактор для касательных напряжений; - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; - среднее напряжение цикла касательных напряжений; - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (см. формулу 8.18 [1]):

где - масштабный фактор для нормальных напряжений; - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений (если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимаем ); - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечени.

Сечение А - А. Это сечение при передаче вращающего момента электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

При ; ; ; крутящий момент ; (по табл. 8.5 [1]):

Принимаем (см. табл. 8.5 [1]), (см. табл. 8.8 [1]) и (см. стр. 166 [1]).

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Условие прочности выполнено.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 40Х нормализованная; по таблице 3.3 [1]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для углеродистых конструкционных (см. стр. 162 [1]):

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений для конструкционных сталей (см. стр. 164 [1]):

Сечение А - А. Диаметр вала в этом сечении 70мм. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 [1]): и ; масштабные факторы и (см. табл. 8.8 [1]); коэффициенты и (см. стр. 163 и 166 [1]).

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

Момент сопротивления кручению (; ; ):

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5 [1]).

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:

Сечение Б - Б. концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. При и и (см. табл. 8.7 [1]); принимаем коэффициенты и .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б:

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:



Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б:

Сечение В - В. Концентрация напряжения обусловлена переходом от 80 мм к 75 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений и (см. табл. 8.2 [1]). Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и .

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В - В:

Сечение Г - Г. Это сечение при передаче вращающего момента рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

При ; ; ; крутящий момент.

Принимаем (см. табл. 8.5 [1]), (см. табл. 8.8 [1]) и (см. стр. 166 [1]).



Сведем результаты проверки в таблицу:

сечение	А - А	Б - Б	В - В	Г - Г
Коэффициент запаса	6,78	6,83	6,54	2,71

Во всех сечениях .

13. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82, так как возможно резкое подзаклинивание конвейера, конвейер получит ударную нагрузку поверх ленты, произойдет реверс и т. д..

Посадка муфт на вал по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по .

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13

14. Выбор сорта масла

По способу подвода смазочного материала к зацеплению применяем картерное смазывание, которое производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на высоту зуба. Объем заливаемого масла приходящегося на 1кВт передаваемой мощности равен . Принимаем , так как редуктор будет использоваться в будет работать в помещении при комнатной температуре.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [1] принимаем масло И - 30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом

УТ - 1 (см. табл. 9.14 [1]), периодически пополняем его шприцом через пресс масленки.

Определяем объем масляной ванны :

Определяем высоту масленой ванны, при :

15. 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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до ;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца 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 двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с прокладками.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку , устанавливают МУВП.

Затем ввертываем пробку маслоспусного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из паранита; закрепляем крышку винтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Заключение

Курсовой проект был представлен интересной, творческой задачей, которая потребовала применения полученных знаний не только по данной дисциплине, но и знаний и умений, полученных в пройденных дисциплинах таких как математика, физика, теоретическая механика, начертательная геометрия, сопротивление материалов, материаловедение, КОМПАС-3D и т.д.

Цель работы была достигнута. В ходе решения, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проектов.



Список использованных источников

1. Курсовое проектирование деталей машин:

Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов.

- 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г.

- М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru