Проектирование привода ленточного конвейера
Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Выбор материалов зубчатых передач. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников, шпонок и валов. Определение технического уровня редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 05.03.2018 |
| Размер файла | 916,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Пермский национальный исследовательский политехнический университет»
Лысьвенский филиал
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Тема: «Проектирование привода ленточного конвейера»
Выполнил студент группы А13-1б
шифр 13-004 Карлин А. Ю.
Проверил преподаватель Сошина Т.О.
Лысьва 2016
Содержание
Введение
Техническое задание
1. Определение ресурса приводного устройства
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
2.3 Определение вращающих моментов на валах привода
3. Выбор материалов зубчатых передач
3.1 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3.2 Определение допускаемых напряжений
4. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи
4.2 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи
4.3 Проектный расчет червячной передачи
4.4 Проверочный расчет закрытой червячной передачи
5. Нагрузки валов редуктора
6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
6.1 Проектный расчет валов
6.2 Предварительный выбор подшипников
7. Расчетная схема валов редуктора
8. Проверочный расчет подшипников
9. Проверочный расчет шпонок
10. Проверочный расчет валов
11. Тепловой расчет червячной передачи
12. Выбор муфт
13. Определение массы и технического уровня редуктора
Заключение
Список литературы
Введение
привод передача подшипник редуктор
В данном курсовом проекте производится расчет привода ленточного конвейера.
Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.
В ходе работы над проектом производится анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.
- Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.
1. Техническое задание
Рис. 1 Кинематическая схема привода ленточного конвейера
1 - Электродвигатель;
2 - Муфта
3 - Редуктор червячно-цилиндрический;
4 - Муфта;
5 - Барабан;
6 - Плита (рама).
Заданные величины:
- окружная сила на барабане;
- скорость движения ленты;
- диаметр барабана;
- ширина транспортерной ленты
Срок службы - 7 лет
Ксут=0,29; Кгод=0,8
Нагрузка спокойная.
1. Определение ресурса приводного устройства
Определяем ресурс привода Lh, ч:
Lh = 365•Lr•tc•Lc=365•7•8•2=29200
где Lr - срок службы привода (7лет)
tc - продолжительность смены (8 часов)
Lc - число смен (2 смены)
Lh = 29200 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда
Lh = 24820 ч.
|
Место установки |
Lr |
tc |
Lc |
Lh |
Характер нагрузки |
Режим работы |
|
|
7 |
8 |
2 |
24820 |
Умеренные колебания |
Нереверсивный |
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя
2.1.1. Потребляемая мощность на выходе привода
2.1.2. Потребляемая мощность электродвигателя
где ззп = 0,96-0,97 - КПД закрытой передачи
зм = 0,98 - КПД муфты
зпк = 0,99 - КПД подшипников качения
зчп = 0,8-0,85 КПД червячной пары
/1,стр.42, табл 2.2./
Зная общий кпд, рассчитаем потребляемую мощность электродвигателя
кВТ
2.1.3. По рассчитанной потребляемой мощности выбираем электродвигатель по таблице /1, стр.406 табл. К9/.
Ближайшие значения мощности электродвигателя 4 кВт.
По данным таблицы подходят электродвигатели четырех марок: с частотой вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. При выборе первого из указанных двигателей возникнут затруднения в реализации большого передаточного числа, а двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс. Двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) имеют большие габариты и массу.
Принимаем двигатель 4АМ100L4Y3 номинальной мощностью Рэд.ном= 4 кВт, с номинальной частотой вращения ротора nэд.ном=1430 об/мин.
2.2 Определение общего передаточного числа привода
и разбивка его по ступеням
2.2.1. Частота вращения выходного вала редуктора
2.2.2. Общее передаточное число привода
2.2.3. Разбивка передаточного числа по ступеням
,
где - передаточное число
Определим передаточное число тихоходной передачи:
Передаточное число быстроходной передачи:
10 /1, стр.45/
2.3 Определение вращающих моментов на валах привода
2.3.1. Частота вращения валов
Примем индексацию скоростей согласно номерам валов на рисунке 1.
2.3.2. Угловая скорость валов
2.3.3. Мощность на валах
2.3.4. Вращающие моменты на валах привода
где Тэд вращающий момент на валу электродвигателя номинальный, кВт
Полученные в данном разделе результаты приведены в таблицах 1.1 и 1.2.
Таблица 1.1
|
Вал № |
Частота вращения, об/мин. |
Угловая скорость, рад/с. |
Мощность на валу, кВт. |
Вращающий момент на валу, Н•м. |
|
|
1 |
1430 |
149,67 |
4,58 |
30 |
|
|
2 |
1430 |
149,67 |
4,45 |
29,7 |
|
|
3 |
143 |
14,97 |
4,27 |
285,5 |
|
|
4 |
104,22 |
10,9 |
4,1 |
376 |
|
|
5 |
104,22 |
10,9 |
3,98 |
264,98 |
Таблица 1.2
|
Элемент привода |
Передаточное число |
|
|
Быстроходная ступень редуктора |
10 |
|
|
Тихоходная ступень редуктора |
1,37 |
3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3.1 Выбор материалов зубчатых передач
Тип редуктора - цилиндрическо-червячный двухступенчатый. Быстроходная (первая) ступень редуктора - червячная, и тихоходная (вторая) - цилиндрическая с прямозубыми колесами.
Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.
В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ? 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).
Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.
Твердость материала НВ ? 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:
НВ1 ? НВ2 + (30 - 50) НВ,
где НВ1 и НВ2 - твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.
Технологические преимущества материала при НВ ? 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.
Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ? 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ 300.
С целью сокращения номенклатуры материалов в двух - и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.
Термообработка колеса и шестерни одинаковая - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45х 269 - 302 HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 45Х ГОСТ 4543-71
- предел прочности в = 790 Н/мм2
- предел текучести т = 640 Н/мм2
Определим среднюю твердость для шестерни НВср1 и колеса НВср2, как среднее арифметическое предельных твердостей выбранного материала.
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1. Допускаемые напряжения []H0 и []F0 при числе циклов перемены напряжений NH0 и NF0, где NH0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости; NF0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости при изгибе.
Число циклов NH0 определяем по таблице 3.3 /1, стр.55/ в зависимости от твердости материала.
Для шестерни NH01 = 25•106 циклов.
Для колеса NH02 = 16•106 циклов.
Число циклов NF0 = 4•106 циклов ([1], с. 56).
Значение напряжений []H0 и []F0 принимаем по таблице 3.1 /1, стр. 52/ в зависимости от марки стали и термообработки.
Для стали 45 с термообработкой улучшение
Для шестерни:
Для колеса:
3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений
Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям
Lгод = 7 лет; Кгод =0,8; Ксут =0,29 - эти величины нам заданы.
.
Действительное число циклов перемены напряжений
NH01 = циклов.
NH02 = циклов.
/1, стр. 56/
Допускаемое контактное напряжение
Для шестерни:
Для колеса:
При расчете цилиндрических косозубых передач используют среднее значение допускаемого напряжения, рассчитываемого по формуле:
/1, стр. 56/
При этом не должно превышать . Данное условие выполняется.
3.2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
Коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба
где m - показатель степени в уравнении кривой усталости (для т.о - улучшение)
([1], с. 56).
.
Так как N>NF0, коэффициент KFL=1. /1, стр. 56/
Допускаемые напряжения изгиба.
Для шестерни:
Для колеса:
Расчет модуля зацепления для цилиндрических передач производят по меньшему значению из полученных для колеса и для шестерни, т. е. по менее прочным зубьям.
Значения допускаемых напряжений, полученные в данной главе, приведены в таблице 3.1.
3.3 Выбор материалов червячной передачи
3.3.1 Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики
Червяки изготавливают из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач. Для червяка выбираем:
- материал сталь 45Х ГОСТ 4543-71
- термообработка - улучшение и закалка ТВЧ
- твердость заготовки 45…50 HRC
- предел прочности в= 900 Н/мм2
- предел текучести т= 750 Н/мм2
3.3.2 Выбираем материал для червячного колеса
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по таблице 3.5.
Скорость скольжения определяется по эмпирической формуле
где Т2 - вращающий момент на валу червячного колеса
щ2 - угловая скорость тихоходного вала
м/с
В соответствии со скоростью скольжения выбираем для червячного колеса чугун марки БрА10Ж3Мц1,5 ГОСТ 1412-79, полученный способом литья в землю, с уВИ=550 Н/мм2.
3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков и скорости скольжения по формулам для второй группы:
[у]H0 для червяков с твердостью ?45 НRC принимаем равным 350 МПа.
МПа
Н/мм2
где КFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб
где
циклов;
Таблица 3.1
|
Допускаемые напряжения |
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
|||
|
червяк |
колесо |
шестерня |
колесо |
||
|
350 |
144 |
553 |
|||
|
111 |
111 |
294 |
263 |
4. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи
4.1 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи
4.1.1. Межосевое расстояние
,
где - вспомогательный коэффициент
49,5 для прямозубых /1, стр.58/;
= 0,28 - 0,36 - коэффициент ширины венца колеса
- момент на колесе, Нм;
U - передаточное отношение тихоходной передачи;
- коэффициент концентрации нагрузки (для постоянной нагрузки =1).
Для тихоходной ступени:
Округляем до стандартного значения
4.1.2. Модуль передачи
,
где Кm - вспомогательный коэффициент
для прямозубой передачи Кm=6,8; /1, стр. 13/
Т4 - момент на колесе, Нм;
d4 - делительный диаметр колеса, мм;
b4 - ширина венца колеса, мм;
[]F - допускаемое напряжение изгиба для колеса, МПа.
Выбираем из стандартного ряда = 2мм.
4.1.3. Предварительные основные размеры колес
Делительный диаметр колесa
Ширина колеса
Ширина шестерни
.
4.1.5. Определяем суммарное число зубьев
;
4.1.7. Число зубьев колес и шестерней
;
4.1.8. Фактическое передаточное отношение
; ; .
Получили допустимые погрешности по передаточному отношению.
4.1.9. Диаметры колес и шестерней
Делительный диаметр
; ;
; ;
Диаметр окружности вершин зубьев
, где d - делительный диаметр, мм;
;
.
Диаметры окружностей впадин
, где d - делительный диаметр, мм;
;
.
Таблица 4.1
|
Параметр |
Тихоходная ступень |
||
|
Шестерня |
Колесо |
||
|
Межосевое расстояние, мм |
163 |
||
|
Угол наклона зубьев |
8 |
||
|
Модуль, мм |
2 |
||
|
Число зубьев Z |
69 |
94 |
|
|
Делительный диаметр d, мм |
137 |
189 |
|
|
Диаметр вершин dа, мм |
141 |
193 |
|
|
Диаметр впадин df, мм |
132,6 |
183,8 |
4.2 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи
4.2.1. Межосевое расстояние
,
Принимаем мм / 1 табл. 13.15/
4.2.2. Проверяем пригодность заготовок колес
Условие пригодности заготовок колес:
; ,
где - диаметр заготовки шестерни
.
,
- толщина диска заготовки колеса
,
, / 1 табл. 3.4/
4.2.3. Проверка зубьев по контактным напряжениям
,
где K - вспомогательный коэффициент, K=436 - для прямозубых передач;
окружная сила в зацеплении, Н
,
.
KН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубых KН определяется по графику / 1 стр. 66, рис. 4.2/ в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи / 1 табл. 4.2, стр. 64/
,
Для 9ой степени точности KН= 1;
б) KН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес KН= 1, /1, стр.64/;
в) KНV - коэффициент динамической нагрузки. Для прямозубых колес KНV=1,12; /1, стр.65/;
г) U - фактическое передаточное отношение передачи;
д) - межосевое расстояние, мм;
е) - допускаемое контактное напряжение =МПа.
> .
.
Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в отрицательную сторону на -9,63%, при допускаемом отклонении .
4.2.4. Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.
- колеса;
- шестерни, где
KF - коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Для 9ой степени точности KF= 1, /1, стр.66/;
KF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес KF=1, /1, стр.66/;
KFV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности колес, KFV=2,25; /1, стр.67/;
m - модуль передачи, мм;
b4 - ширина венца колеса, мм;
YF3 и YF4 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:
;
;
Применяя линейное интерполирование, получим:
YF3=3,62; YF4=3,6;
Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Y=0.9
> = 263 МПа. В пределах допустимого (+2,66%)
< =294 МПа.
Расчетные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, прочность на изгиб обеспечена.
Таблица 4.2
|
Напряжения |
Расчетное напряжение изгиба, МПа |
Допускаемое напряжение изгиба, МПа |
Расчетное контактное напряжение, МПа |
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
Отклонение контактного напряжения от допускаем. |
|
|
Шестерня |
271 |
294 |
456 |
498 |
-9,6% |
|
|
Колесо |
270 |
263 |
4.3 Проектный расчет червячной передачи
4.3.1 Определяем межосевое расстояние
где Ка - коэффициент, равный 61
Полученное значение округляем до стандартного ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров aw = 70 мм.
4.3.2 Определяем число витков червяка
Число витков червяка зависит от передаточного числа и равно
4.3.3 Определяем число зубьев червячного колеса
Полученное значение округляем до целого числа в меньшую сторону
4.3.4 Определяем модуль зацепления
Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного значения из первого ряда m = 2,5.
4.3.5 Определяем коэффициент диаметра червяка
Полученное значение округляем до стандартного из первого ряда чисел, .
4.3.6 Определяем коэффициент смещения инструмента
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до . Условие выполняется.
4.3.7. Определяем фактическое передаточное число uф
4.3.8 Определяем фактическое значение межосевого расстояния
70
4.3.9 Определяем основные геометрические размеры передачи
а) основные размеры червяка
- делительный диаметр
- начальный диаметр
- диаметр вершин витков
- диаметр впадин витков
- делительный угол подъема линии витков
- длина нарезаемой части червяка
где х - коэффициент смещения
б) основные размеры венца червячного колеса
- делительный диаметр
- диаметр вершин зубьев
- наибольший диаметр колеса
- диаметр впадин зубьев
- ширина венца
- радиусы закруглений зубьев
- условный угол обхвата червяка венцом колеса
.
4.4 Проверочный расчет закрытой червячной передачи
4.4.10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи
где г - делительный угол подъема линии витков червяка
ц - угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения по таблице 4.9.
Принимаем ц = 1
4.4.11 Проверяем контактные напряжения зубьев колеса
где - окружная сила на колесе
К - коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости колеса
При V2=5,05 м/с принимаем К=1,1
Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в отрицательную сторону на -4,52%, при допускаемом отклонении .
4.4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса
где YF2 - коэффициент формы зуба, определяется по таблице 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса
Принимаем YF2 = 1,48.
При проверочном расчете уF получается меньше, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.
Таблица 4.4
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Проектный расчет |
||||
|
Межосевое расстояние аw, мм |
70 |
Ширина зубчатого венца колеса b2, мм |
22,05 |
|
|
Модуль зацепления m, мм |
2,5 |
Длина нарезаемой части червяка b1, мм |
41,25 |
|
|
Коэффициент диаметра червяка q, мм |
16 |
Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 |
40 40 45 34 |
|
|
Делительный угол подъема витков червяка г |
14,036 |
|||
|
Угол обхвата червяка венцом 2д |
57 |
Диаметры колеса: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dАМ2 |
100 105 94 107,5 |
|
|
Число витков червяка z1 |
4 |
|||
|
Число витков колеса z2 |
40 |
|||
|
Проверочный расчет |
||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Примечание |
|
|
Коэффициент полезного действия, з |
0,93 |
|||
|
Контактные напряжения н, Н/мм2 |
144 |
137,49 |
Дд-4,52 |
|
|
Напряжения изгиба F, Н/мм2 |
110 |
12,29 |
5. Нагрузки валов редуктора
5.1. Силы в червячном зацеплении:
а) окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке
б) окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
в) радиальная сила
г) сила от действия полумуфты
5.2. Определяем силы в цилиндрическом зацеплении
а) окружная сила
б) радиальная сила
где б - стандартный угол в зацеплении 20
в) сила от действия полумуфты
6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
6.1 Проектный расчет валов
6.1.1. Для валов редуктора выбираем сталь 45 с термообработкой улучшение.
6.1.2. Выберем допускаемые напряжения.
Проектный расчет валов будем выполнять по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть, не учитывая напряжения изгиба, концентрацию напряжений и цикличность нагрузок. По этому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение будем принимать заниженными:
для быстроходного вала ;
для промежуточного вала ;
для тихоходного вала .
6.1.3. Определим геометрические параметры ступеней валов.
Быстроходный вал
Диаметр вала под полумуфту
,
где Мк - вращающий момент на быстроходном валу Мк=29,7 Нм;
Округлим до стандартного значения d1= 29 мм;
Длина выходного конца вала под полумуфту
l1=1,5d1; ;
Размеры шпонки для полумуфты: b= 8 мм, h= 7 мм, глубина паза на валу t1= 4 мм, на ступице t2= 3,3 мм, длина шпонки l = 18 - 90 мм. /1, стр. 449/
Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
, где t - высота буртика, t = 2,2 мм;
;
Длина вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
; ;
Диаметр вала под резьбу принимаю /1 табл. 10.11./
Длина вала под резьбу
;
Диаметр вала под подшипник
,
Принимаем диаметр .
Длина вала под подшипник определяется графически.
Диаметр под червяк
,
где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром 35 мм r = 2,5 мм;
Промежуточный вал
Шестерню будем нарезать на валу, а колесо устанавливать на шпонке.
Диаметр под колесо
,
округлим до ближайшего стандартного значения d3 = 45 мм.
Длина участка под колесо и шестерню l3 определяется графически.
Диаметр буртика для базирования колеса на валу
,
где f - фаска на колесе f = 1,6 мм;
Округлим до стандартного значения dб = 50мм.
Размеры шпонок: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 = 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 36 - 160 мм.
Диаметр вала под подшипник
;
,
Округлим до стандартного значения диаметра подшипника d2 = 35 мм.
Длина участка под подшипник определяется шириной подшипника
l2 =23 +2 =25 мм.
Диаметр вала под подшипник
.
Длина под подшипник
l4 = l2 =25 мм.
Тихоходный вал
Вал будем точить отдельно, а колесо насаживать на вал.
Диаметр вала под полумуфту
,
Округлим до стандартного значения d1 = 45 мм.
Длина вала под полумуфту
,
.
Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник
,
где t = 2,8 мм;
,
Принимаю ближайшее значение по внутреннему диаметру подшипника .
Длина вала под уплотнение крышки и подшипник со стороны полумуфты
l2 = 1,25d2;
Диаметр вала под колесо
,
где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром 50 мм r = 3 мм;
Длину вала под шестерню определим графически.
Диаметр вала под подшипник
,
Длина вала под подшипник
l4 = В+с =20+ 2=22 мм.
Размеры шпонки для колеса: b= 18 мм, h= 11 мм, глубина паза на валу t1= 7 мм, на ступице t2= 4,4 мм, длина шпонки l = 50 - 200 мм.
Размеры шпонки для полумуфты: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1= 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l =36 - 160 мм.
6.2 Предварительный выбор подшипников
Для быстроходного вала в качестве опор возьмем роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23, b = 21 мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор. /2, стр. 436 таблица К29/
Промежуточный вал выполним плавающим. В качестве опор для него возьмем роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23, b = 21 мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор.
Для тихоходного вала редуктора возьмем шариковые радиальные однорядные подшипники 312 ГОСТ27365-87 средней серии. Данный подшипник имеет размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, r = 3 мм, Cr = 59,2 Н, C0r = 48,8 Н. Схема установки - в распор.
6.3 Эскизная компоновка редуктора
По вычисленным размерам валов определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников, а так же сил от муфт.
Расстояние между точками приложения реакций подшипников:
быстроходного вала lб = 134 мм;(
промежуточного вала lп = 217,5 мм;
тихоходного вала lт = 90 мм.(
Расстояние от точки приложения силы от муфты до реакции смежного подшипника:
lмб =76 мм; lмт = 120 мм.
Для предотвращения задевания колес за корпус предусмотрим зазор x = 10 мм, а с нижней стороны y = 21 мм.
Рис. 6.1 Эскизная компоновка
7. Расчетная схема валов редуктора
7.1 Расчетная схема быстроходного вала
7.1.1. Определение реакций в опорах подшипников
Подшипники установлены «в распор»
l1= 62,125 мм, l2 = 62,125 мм, l3 = 76 мм, d1 = 29 мм, ,
, , .
7.1.1.1. Вертикальная плоскость
а) определение опорных реакций
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.1)
1. 0??
My=RBy•Z1
My=-170,111•0=0
My(l3)=-170•76=-12928,41557
2. 0?
My=RAy•Z2
My(0)=-208,103•0=0
My(l2)=-208,103•62,125=-12928,41557
7.1.1.2. Горизонтальная плоскость
а) определение опорных реакций
:
:
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.1)
1. 0??
Mx=RBX•Z1
Mx(0)=-234,7189•0=0
Mx(l3)=-234,7189•76=-17838,63884
2. 0?
Mx(0)=-681,6•0=0
Mx(l1)=-681,6•62,125•62,125=-42344,4
3. 0??
Mx(0)=-681,6•(62,125+0)+1076,06•0=-42344,4
Mx(l2)=-681,6•(62,125+62,125)+1076,06•62,125= -17838,5725
7.1.2. Строим эпюру крутящих моментов
Mk=159,74•29/2=3194,8
7.1.3. Определим суммарные радиальные реакции
,
,
,
7.1.4. Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях
Опасными являются сечения A и B:
,
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ
7.2 Расчетная схема промежуточного вала
7.2.1. Определение реакций в опорах подшипников
Подшипники установлены «в распор»
l1= 52,5 мм, l2 = 116,75 мм, l3 = 48,25 мм, d2 = 137 мм, d3 = 189 мм, , , , , .
7.2.1.1. Вертикальная плоскость
а) определение опорных реакций
:
:
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.2)
1. 0??
My(0)=0
My(l1)=-161,9•52,5=-8499,75
2. 0??
My(0)=0
My(l3)=-270,988•48,25=-13075,171
3. 0??
My(0)=-270,988•48,25=-13075,171
My(l2)=-270,988•(48,25+116,75)+216,45•116,75=-19442,4825
7.2.1.2. Горизонтальная плоскость
а) определение опорных реакций
:
:
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.2)
1. 0??
Mx(0)=0
Mx(l1)=-583,044•52,5=-30609,81
2. 0??
Mx(0)=0
Mx(l3)=-606,284•48,25=-29253,203
3. 0??
Mx(0)=-606,284•48,25=-29253,203
Mx(l2)=-606,284•(48,25+116,75)+594,664•116,75=-30609,838
7.2.2. Строим эпюру крутящих моментов
Mk1=594,664*137/2=40734,484
Mk2=594,664*189/2=56195,748
7.2.3. Определим суммарные радиальные реакции
,
7.2.4. Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях
Опасными являются сечения A и B:
,
=32042,31
ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ
7.3 Расчетная схема тихоходного вала
7.3.1. Определение реакций в опорах подшипников
Подшипники установлены «в распор»
l1= 47 мм, l2 = 47 мм, l3 = 143 мм, d4 = 189 мм, , , .
7.3.1.1. Горизонтальная плоскость
а) определение опорных реакций
:
:
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.3)
1. 0??
Mx(0)=0
Mx(l3)=-129•143=-18447
2. 0??
Mx(0)=0
Mx(l1)=-681,6•143=-97468,8
3. 0??
Mx(0)=-681,6•143=-97468,8
Mx(l2)=-681,6•(143+47)+970•47=-83914
7.3.1.2. Вертикальная плоскость
а) определение опорных реакций
:
Проверка:
:
б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.3)
1. 0??
My(0)=0
My(l3)=-53,5429•143=-7656,6
2. 0??
My(0)=0
My(l2)=-162,9•47=-7656,3
7.3.2. Строим эпюру крутящих моментов
,
7.3.3. Определим суммарные радиальные реакции
,
7.3.4. Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях
Опасными являются сечения A и B:
,
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ
8. Проверочный расчет подшипников
8.1 Подшипники быстроходного вала
Для быстроходного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ 27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23, b = 21мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор
Радиальные реакции: , .
Угловая скорость вала = 149,75 с-1,
8.1.1. Определим эквивалентную нагрузку
,
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;
Rr - радиальная реакция подшипника, Rr = 1095,99 Н;
Кб - коэффициент безопасности, для редукторов, Кб = 1;
Кт - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С, Кт = 1.
.
8.1.2. Проверка подшипника по динамической грузоподъемности
Пригодность подшипников определяется условием
,
где - расчетная грузоподъемность; - базовая грузоподъемность.
Расчетная динамическая грузоподъемность
,
где m - показатель степени, для роликовых подшипников m = 3,33;
Lh - требуемая долговечность подшипника, исходя из срока службы привода Lh= 29200 ч.
.
Для этого подшипника условие выполняется.
8.1.3. Проверка подшипника по долговечности
Пригодность подшипников определяется условием
,
где - базовая (расчетная) долговечность, ч;
- требуемая долговечность
,
Условие выполняется.
8.2 Подшипники промежуточного вала
Для промежуточного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ 27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23, b = 21мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор
Радиальные реакции: , .
Угловая скорость вала = 14,97 с-1,
8.2.1. Определим эквивалентную нагрузку
,
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;
Rr - радиальная реакция подшипника, Rr = 664 Н;
Кб - коэффициент безопасности, для редукторов, Кб = 1;
Кт - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С, Кт= 1.
.
8.2.2. Проверка подшипника по динамической грузоподъемности
,
Для этого подшипника условие выполняется.
8.2.3. Проверка подшипника по долговечности
,
Условие выполняется.
Подшипник пригоден.
8.3 Подшипники тихоходного вала
Для тихоходного вала предварительно были выбраны шариковые радиальные подшипники 312 ГОСТ27365-87 средней серии. Данный подшипник имеет размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, r = 3 мм, Cr = 59,2 Н, C0r = 48,8 Н. Схема установки - в распор. Радиальные реакции: , .
Угловая скорость вала = с-1,
8.3.1. Определим эквивалентную нагрузку
;
.
8.3.2. Проверка подшипника по динамической грузоподъемности
;
Для этого подшипника условие выполняется.
8.3.3. Проверка подшипника по долговечности
;
Условие выполняется.
9. Проверочный расчет шпонок
Применяемые в проектируемом приводе шпонки будем проверять на смятие.
Условие прочности:
,
где Ft - окружная сила на зубчатом колесе или элементе открытой передачи;
Асм - площадь смятия, мм2;
[]см - допускаемое напряжение на смятие, []см=110 Н/мм2.
,
где lp - расчетная длина шпонки
,
где l - полная длина шпонки, мм;
b, h, t1 - стандартные размеры шпонки.
9.1 Шпонка под полумуфтой быстроходного вала
Размеры шпонки: b = 8 мм, h = 7 мм, глубина паза на валу t1 = 4 мм, на ступице t2 = 3,3 мм, длина шпонки l = 40 мм.
;
;
;
.
Условие выполняется.
9.2 Шпонка под колесом промежуточного вала
Размеры шпонок: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 = 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 40 мм.
;
;
;
.
Условие выполняется.
9.3 Шпонка под колесом тихоходного вала
Размеры шпонки для колеса: b = 18 мм, h = 11 мм, глубина паза на валу t1 = 7 мм, на ступице t2 = 4,4 мм, длина шпонки l = 50 мм.
;
;
;
.
Условие выполняется.
Размеры шпонки для полумуфты: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 =5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 40 мм.
;
;
;
.
Условие выполняется.
10. Проверочный расчет валов
10.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2
а) нормальные напряжения:
,
где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н•м;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
Н/мм2 для быстроходного вала
Н/мм2 для промежуточного вала
Н/мм2 для выходного вала
где Wнетто для быстроходной ступени
мм3;
для промежуточной ступени
мм3;
для тихоходной ступени
мм3
б) касательное напряжение:
,
где Мк- крутящий момент, Нм;
Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
Н/мм2 для быстроходного вала
Н/мм2 для промежуточного вала
Н/мм2 для выходного вала
где для быстроходной ступени
мм3;
для промежуточной ступени
мм3;
для тихоходной ступени
мм3.
10.2 Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
10.3 Пределы выносливости в расчетном сечении вала
,
где у-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2: у-1 и ф-1 ?0,58(у-1):
(у-1) = 375 Н/мм2
для быстроходного вала Н/мм2;
для промежуточного вала Н/мм2;
для тихоходного вала Н/мм2
,
где ф-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2: ф-1 ?0,58(у-1) = 375 Н/мм2:
для быстроходного вала Н/мм2;
для промежуточного вала Н/мм2;
для тихоходного вала Н/мм2.
10.4. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
,
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
,
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
10.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении
?[S],
где [S]=1,3…1,5- при высокой достоверности расчета;
[S]=1,6…2,1 - при менее точной расчетной схеме.
для быстроходного вала ?[S]
для промежуточного вала ?[S]
для тихоходного вала ?[S]
11. Тепловой расчет червячной передачи
11.1 Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи
0,95 в данном случае это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.
11.2 Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха
где [tм] - максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90C);
P1= 4,58 кВт - подводимая мощность (мощность на валу червяка);
КТ=8…17,5 Вт/(м2С) - коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха). Примем КТ = 17 Вт/(м2С);
t В - температура окружающего воздуха, 20С;
A - площадь свободной поверхности охлаждения корпуса м2;
= 0,28…0,3 - коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму.
tм [tм], следовательно, редуктор специально охлаждать требуется
12. Выбор муфт
Для передачи вращающего момента от тихоходного вала редуктора на вал барабана транспортера будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой. Данная муфта может работать при радиальном смещении до 3 мм и угловом до 130.
Определим расчетный момент муфты:
,
где Кр - коэффициент режима нагрузки, Кр = 1,25 ;
Т4 - момент на выходном валу редуктора, Т4 = 376 Нм;
Т - номинальный момент муфты.
Выбираем муфту с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 (рис.12.1) на номинальный момент Т = 500 Нм с диаметром под вал 45 мм.
Рис. 12.1 Размеры муфты
Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.
Для передачи вращающего момента от вала электродвигателя на вал быстроходный будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой. Данная муфта может работать при радиальном смещении до 1,6 мм и угловом до 1.
Определим расчетный момент муфты:
,
где Кр - коэффициент режима нагрузки, Кр = 1,25;
Т4 - момент на выходном валу редуктора, Т4 = 29,7 Нм;
Т - номинальный момент муфты.
Выбираем муфту с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 (рис.12.2) на номинальный момент Т = 80 Нм с диаметром под вал 30 мм.
Рис. 12.2
Размеры муфты:
Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.
13. Определение массы и технического уровня редуктора
Определяем массу редуктора:
где = 10 - коэффициент заполнения, определяем по рис 12.3 (стр. 278), в зависимости от межосевого расстояния aw,
= 7,4103кг/м3 - плотность чугуна;
Определяем критерий технического уровня редуктора:
Технический уровень редуктора
|
Тип редуктора |
Массаm, кг |
МоментТ2, Нм |
Критерий |
Вывод |
|
|
Червячный |
23,23 |
29,23 |
0,78 |
Редуктор может использоваться |
Заключение
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
В ходе работы над проектом был произведен анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь, и было выбрано более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании произведены кинематические расчеты, определены силы, действующие на звенья, произведены расчеты конструкций на прочность, решены вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продуман вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.
- Вся работа была выполнена в соответствии с действующими стандартами и нормами.
- В ходе расчета был получен коэффициент технического уровня редуктора, равный 0,78. Такой редуктор может использоваться, но необходима дороботка.
- Так же при тепловом расчете редуктора было определено, что его необходимо охлаждать принудительно, так как его рабочая температура превышает допустимую.
Список литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование. М., 1984.
3. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: Наукова Думка, 1975.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.
курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014Подбор электродвигателя и его обоснование. Разбивка общего передаточного числа привода ленточного конвейера. Расчет цилиндрической зубчатой и поликлиноременной передачи. Определение консольных сил, размеров ступеней валов, реакций в опорах подшипника.
курсовая работа [269,4 K], добавлен 23.10.2014Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора.
курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022Определение передаточных чисел привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Проверочный расчет валов на статическую прочность. Конструктивные размеры элементов редуктора.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 03.06.2021Срок службы приводного устройства. Выбор двигателя и материалов зубчатых передач, кинематический расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической передачи. Нагрузки валов редуктора. Схема валов редуктора и проверка подшипников. Подбор и проверка муфт.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.11.2014Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 21.03.2015Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.
курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010
