Размещено на http://www.allbest.ru/

					КПТМ 02.02.00.000 ПЗ
Изм.	Лист	№ докум №док	Подпись	Дата
Разраб.	Караджаев			Привод общего назначения Пояснительная записка	Лит.	Лист	Листов
Провер.	Война					1
					Куб ГТУ КТМиГ
Н.контр.	Война

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1 НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ

2 ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

3 РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И

НАДЕЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ

3.1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

3.2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ОПРЕДЕЛЕНИЕ

ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

3.3 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.4 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.5 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

3.6 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

3.7 СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ СХЕМ ВАЛОВ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ,

ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

3.8 ВЫБОР, РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

3.9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

3.10 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

3.11 СИСТЕМА СМАЗКИ, СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ

3.12 ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯЖЕНИЙ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

3.13 РАСЧЕТ, ВЫБОР МУФТЫ

3. 14 СБОРКА РЕДУКТОРА, РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

4 БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

электродвигатель привод расчет силовой

РЕФЕРАТ

Целью курсового проекта является разработка проекта привода ленточного конвейера. Заданная схема представляет собой: электродвигатель, упругую втулочно-пальцевую муфту, привод, состоящий из одноступенчатого редуктора с закрытой зубчатой прямозубой передачей и вертикальным расположением валов (быстроходный вал находится над тихоходным) на быстроходный вал которого передается вращательный момент от электродвигателя, и горизонтальной роликовой цепной передачей передающей момент от редуктора на привод транспортера.

При проектировании заданного привода учитывались критерии по снижению массы привода, габаритных размеров и повышению КПД привода.

В пояснительной записке проекта выполнены расчеты и конструирование валов редуктора, проверочные расчеты тихоходного вала, определены размеры основных элементов корпуса редуктора, рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры, выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Подобрана оптимальная система смазки подшипников и зацепления зубчатых колес. Рассмотрены вопросы сборки редуктора, регулировки осевой игры подшипников, мероприятий по охране труда и технике безопасности.

ВВЕДЕНИЕ

Необходимо спроектировать привод к ленточному конвейеру, имеющему следующие характеристики:

- мощность на выходном валу

- частота вращения выходного вала

- коэффициент перегрузки

- срок службы привода

Привод состоит из:

- асинхронный двигатель обдуваемый 4А160S4У3, мощностью 15 кВт и частотой вращения1465 об/мин;

- муфта упругая втулочно-пальцевая: номинальный крутящий момент 250 Нм, частота вращения 3780 об/мин;

-цилиндрический вертикальный зубчатый редуктор: передаточное число 5, межосевое расстояние 160 мм, крутящий момент на тихоходном валу 412,3 Нм, частота вращения переходного вала 293 об/мин;

- цепной передачи: передаточное число 2,5, межосевое расстояние 1266мм, тип цепи ПР-31,75-8900, номинальный вращающий момент на выходном валу 412,3 Н•м, частота вращения выходного вала 293 об/мин.

В результате взаимодействия всех частей привода осуществляется передача крутящего момента прямо пропорционально передаточному числу привода и снижению оборотов пропорционально общему передаточному числу.

1 НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ

В настоящем курсовом проекте использованы следующие стандарты:

7.1 -84 Библиографическое описание документа. Общие требования и правила

составления.

2.102 - 68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторских документов

2.103 - 68 ЕСКД. Стадии разработки

2.104 - 68 ЕСКД. Основные надписи

2.105 - 95 ЕСКД. Общие требования к текстовым документам

2.106 - 96 ЕСКД. Текстовые документы

2.109 - 73 ЕСКД. Основные требования к чертежам

2.301 - 68 ЕСКД. Форматы

2.302 - 68 ЕСКД. Масштабы

2.303 - 68 ЕСКД. Линии

2.304 - 81 ЕСКД. Шрифты чертежные

2.305 - 68 ЕСКД. Изображение - виды, размеры, сечения

2.306 - 68 ЕСКД. Обозначения графические материалов и правила их нанесения на чертежах

2.316 - 68 ЕСКД. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц

25346 - 89. Основные нормы взаимозаменяемости. ЕСДП. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений

25347 - 82. Основные нормы взаимозаменяемости. ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

ГОСТ 19523-81 электродвигатели асинхронные

ГОСТ 1013-76 масла авиационные

ГОСТ 3128-76 штифты цилиндрические

ГОСТ 5915-70 гайки шестигранные

ГОСТ 6402-70 шайбы пружинные

ГОСТ 8752-79 манжеты резиновые армированные

ГОСТ 11371-78 шайбы

ГОСТ 8331-78 шарикоподшипники радиальные однорядные

ГОСТ 23360-78 шпонки призматические

ГОСТ 13568-75 цепи приводные роликовые нормальной серии однорядные типа ПР

ГОСТ 11738-84 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности А

ГОСТ 14734-69 Концевые шайбы

ГОСТ 7798-70 Болты с шестигранной головкой класса точности В

2 ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Нм 412,3

Частота вращения выходного вала, об/мин 140

Общее передаточное число привода 12,5

Общий коэффициент полезного действия 0,93

Срок службы привода, года 4

3 РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ

3.1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Определяем общий КПД привода:

где КПД муфты;

КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

КПД цепной передачи;

КПД пары подшипников качения.

Тогда

.

Требуемая мощность на входе привода (валу электродвигателя):

.

Принимаем передаточное число редуктора из стандартного ряда :

,

передаточное число цепной передачи:

Тогда общее передаточное отношение привода равно

и частота вращения вала двигателя должна быть

В соответствии с рассчитанной мощностью и частотой вращения подбираем электродвигатель.

Наиболее соответствует расчетным параметрам электродвигатель 4А160S4Y3 с мощностью , номинальной частотой вращения .

При выборе этого двигателя получим окончательное значение передаточного отношения привода

.

Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение цепной передачи

.

Частота вращения ведущего вала редуктора равна частоте вращения вала двигателя, так как между ними нет передачи, а они соединены муфтой.

.

Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения вала двигателя, т.к. они соединены муфтой

Частота вращения тихоходного вала редуктора

Частота вращения вала исполнительного механизма

.

Момент на валу электродвигателя (на входе привода)

.

Момент на быстроходном валу редуктора

.

Момент на тихоходном валу редуктора

.

Момент на валу исполнительного механизма (выходном валу привода)

.

3.2 Выбор материалов зубчатых колес. определение допустимых напряжений

Шестерня, зубья которой испытывают за одинаковое время работы большее число циклов нагружений, чем зубья колеса, находится в отношении выносливости в менее выгодных условиях. Поэтому необходимо, чтобы материал шестерни имел более высокие механические характеристики, чем материал колеса. В связи с этим для материала шестерни выбираем легированную конструкционную сталь.

Выбор материала для изготовления зубчатой передачи, их термической обработки и механические характеристики материалов представлены в таблице 1.

Таблица 2

Материалы для проектируемой зубчатой передачи и механические свойства сталей

Наименование	шестерня	колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термическая обработка	улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Предел прочности, МПа	900	780
Предел текучести, МПа	750	540

Пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса зависят от средней твердости зубьев шестерни и колеса:

Вычисляют пределы контактной прочности зубчатых колес при их улучшении и твердости в интервале НВ 180-350 по рекомендациям

Коэффициент безопасности .

Коэффициенты долговечности для длительно работающего привода принимают равными единице, т.е. и

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса составляют:

При упрочнении зубчатых колес улучшением проектный расчет проводят по меньшему из двух допускаемых напряжений:

.

Максимально допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках.

Максимально допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба вычисляют по рекомендациям

Таким образом, выбраны материалы зубчатых колес и определены допускаемые напряжения для проектного и проверочного расчета зубчатых передач.

3.3 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической

передачи

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи:

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи

- передаточное отношение цилиндрической передачи

- коэффициент пиковой нагрузки

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

- допускаемые максимальные напряжения изгиба:

- коэффициенты долговечности: и

Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где T3 - вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, который выбирают по таблице 3.3. при симметричном расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

.

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

.

Принимаем: .

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число соответствует:

.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружения имеет вид

,

где KHV2 - коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости

Этой скорости соответствует 8-я степень точности.

Тогда при скорости 4,08 м/с, 8-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

- допускается.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют

Делительные диаметры должны удовлетворять условию

.

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:

Окружное усилие составляет

Радиальную силу рассчитывают по зависимости

Нормальная сила составляет

Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.

Рис. 5 Зубчатое колесо

3.4 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

- передаточное число цепной передачи 2,5

- крутящий момент на ведущей звездочке

- частота вращения ведущей звездочки

Определим число зубьев и ведущей и ведомой звездочек:

.

В целях обеспечения равномерного износа зубьев число зубьев ведущей звездочки назначаем нечетным. Принимаем

Число зубьев ведомой звездочки

.

Принимаем

Уточняем передаточное число цепной передачи

.

Отклонение от заданного передаточного числа составит 0 %.

Условия работы цепной передачи учитываются коэффициентом эксплуатации , определяемым по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке (см. табл. 3) принимаем ;

- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи; при регулировании подвижной опорой ;

- коэффициент, учитывающий расположение передачи относительно горизонта; при горизонтальном расположении (угол Q?60°) принимаем ;

- коэффициент, учитывающий способ смазки, при периодической смазке ;

- коэффициент, учитывающий сменность работы, при двухсменной работе .

Таблица 8 - Значения поправочных коэффициентов К

Условия работы передачи	Коэффициент
	Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная	КД	1 1,2…1,5
Регулировка натяжения цепи	Подвижными опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые	КРЕГ	1 0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол 600 угол 600	К	1 1,25
Способ смазывания	Непрерывный Капельный Периодический	КС	0,8 1 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	КР	1 1,25 1,5

Следовательно, коэффициент эксплуатации равен

.

Предварительно принимаем допускаемое среднее давление в шарнире цепи. Для этого полагаем, что скорость цепи . В этом случае согласно рекомендациям : .

Определяем шаг однорядной цепи

.

По табл. 10.1 ближайшее стандартное значение .

Определяем фактическую скорость цепи

.

По фактической скорости цепи уточняем допускаемое давление методом интерполяции :

Проверяем расчетное давление

.

Условие прочности выполняется, значит, для цепной передачи выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии по ГОСТ 13568-75 со следующими параметрами (табл. 3.2):

- шаг цепи ;

- расстояние между внутренними пластинами ;

- высота пластины цепи ;

- диаметр ролика ;

- разрушающая нагрузка ;

- масса 1м цепи .

Определяем геометрические параметры передачи

Межосевое расстояние

.

Число звеньев в цепи

Полученное расчетное число звеньев округляем до целого четного числа, чтобы исключить постановку переходного соединительного звена, .

После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле

Расчетная длина цепи

.

Проверим частоту вращения ведущей звездочки

Проверяем цепь по числу ударов

,

где - допускаемое число ударов в секунду шарниров цепи о зубья звездочки :

.

.

Условие выполняется.

Проверка статической прочности цепи выполняется путем сравнения фактического коэффициента запаса прочности с нормативным коэффициентом запаса :

,

где - разрушающая нагрузка;

- окружная сила;

- нагрузка от центробежных сил;

- нагрузка от провисания цепи.

Величина нормативного коэффициента запаса прочности определяется в зависимости от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки:

Окружная сила

,

Величин нагрузки от центробежных сил

.

Сила от провисания цепи

;

где коэффициент при горизонтальном расположении передачи.

Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи

.

Следовательно, условие прочности цепи выполняется.

Вычисляем силу давления на валы

.

Геометрический расчет звездочек цепной передачи

Диаметры делительных окружностей звездочек

.

Для ведущей звездочки

.

Для ведомой звездочки

.

Диаметры окружностей выступов звездочек определяют по формуле

,

где - коэффициент высоты зуба для приводных роликовых цепей;

- коэффициент числа зубьев;

- геометрическая характеристика цепи.

Для ведущей звездочки

.

Для ведомой звездочки

.

Диаметры окружностей впадин зубьев звездочек:

;

;

.

Ширина зуба звездочки

Угол скоса

Фаска зуба

Радиус перехода

Толщина диска

Диаметр проточки

Диаметр ступицы

Длина ступицы

3.5 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Наименьший допустимый диаметр ведущего вала определяется из условия из условия прочности на кручение при допускаемом напряжении для материала вала (Сталь 40Х) :

Принимаем стандартное значение

Диаметры остальных участков вала назначаются из конструктивных и технологических соображений, учитывая, например, удобство насадки на вал подшипников, зубчатых колес и т.п. При этом размеры должны браться из стандартного ряда чисел

Тогда

диаметр вала под уплотнение;

диаметр посадочной поверхности под подшипники;

Целесообразно изготавливать вал заодно с шестерней в виде детали вал-шестерня.

Рис. 3 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца тихоходного вала

Принимаем .

Тогда диаметры остальных участков вала:

диаметр под уплотнением;

диаметр посадочной поверхности под подшипники;

диаметр посадочной поверхности под колесом;

диаметр бурта.

Рис. 4 Тихоходный вал

3.6 Определение основных размеров элементов корпуса редуктора

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Корпус и крышку выполняем из чугунного литья.

- толщина стенки корпуса принимаем

- толщина стенки крышки принимаем

- толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

- толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

- толщина нижнего пояса основания корпуса

принимаем

- толщина ребер: корпуса крышки

- диаметр фундаментных болтов

принимаем болты М 12;

- диаметр болтов у подшипников

,

принимаем болты М 10.

- на фланцах принимаем

болты М 10.

3.7 Составление расчетных схем, определение реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Расчет ведем для ведомого вала редуктора, как наиболее нагруженного.

Силы в зацеплении закрытой зубчатой передачи:

окружная , радиальная .

Сила натяжения цепи со стороны цепной передачи

Расчетные расстояния: а=76,5 мм b=56,5 мм

Вертикальная плоскость ZOY

Так как шестерня зубчатой передачи расположена симметрично относительно опор, в вертикальной плоскости реакции в опорах A и B одинаковы:

Изгибающий момент:

.

Горизонтальная плоскость ZOX

Проверка:

- верно.

Изгибающие моменты

Эпюры изгибающих и крутящих моментов показаны на рис. 2.



Рис. 6 Расчетная схема тихоходного вала редуктора с эпюрами внутренних силовых факторов

3.8 Выбор подшипников качения и их расчет

Для валов редуктора принимаем шарикоподшипники радиальные легкой и средней серии

Наименование вала	Обозначение	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	С0 кН
Ведущий вал	207	35	72	17	25,5	13,7
Ведомый вал	211	55	100	21	43,6	25

Исходные данные:

- частота вращения вала n3 = 293 об/мин;

- суммарные реакции в опорах

;.

- шарикоподшипники радиальные №211, класс точности 0;

- динамическая грузоподъемность С = 43,6 кН.

Проверка подшипников ведется по наиболее нагруженной опоре, поэтому расчет выполняется по реакции . Расчет ведем по динамической грузоподъемности. Критерий динамической грузоподъемности является долговечность.

Номинальная долговечность (ресурс в часах):

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени (для шарикоподшипников р = 3),

n - частота вращения вала.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

,

где - радиальная нагрузка, действующая на подшипник;

V=1 - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца равен 1),

Кт = 1 - температурный коэффициент .

Ср = 1,2 - коэффициент режима нагрузки.

Следовательно, срок службы подшипников

,

что больше минимального срока службы .

Вывод: выбранный подшипник № 211 удовлетворяет критерию динамической грузоподъемности.

3.9 Расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. .

Ведущий вал.

Шпонка под посадку упругой муфты.

Исходные данные для выбора шпонки:

Диаметр вала под полумуфту d1 = 30 мм. Длина ступицы полумуфты lcт = 45 мм. Длину шпонки принимаем:

lm= lcт - 10 = 45 - 10 = 35 выбираем шпонку .

Ведомый вал.

Шпонка под зубчатым колесом редуктора: диаметр шейки под посадку зубчатого колеса ; длина ступицы зубчатого колеса ; длина шпонки ,

Шпонка под посадку звездочки роликовой цепной передачи: диаметр шейки под посадку d2 = 48 мм; длина ступицы звездочки длина шпонки

Проверку шпоночных соединений проводим по напряжениям смятия по формуле

где рабочая длина шпонки,

М - передаваемый момент на валу шпонки,

d - диаметр вала, t1 - глубина паза вала, h - высота шпонки.

Для шпонки ведущего вала под посадку упругой муфты:

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатого колеса:

Во всех случаях напряжения , что обеспечивает условие прочности шпоночных соединений редуктора

Наименование вала	d , мм	T, Н·м	b h l, мм
Ведущий вал	30	85900	10x8x35	34,7
Ведомый вал	60	412300	18x11x64	105
	48	412300	14x9x56	39,4

3.10 Проверочный расчет вала

Расчет выполняем для тихоходного вала редуктора, как наиболее нагруженного.

Материал вала сталь 40Х,

- коэффициент пиковой нагрузки Кn = 1,5.

По эпюрам суммарных изгибающих моментов и крутящих моментов рис. 1,2 с учетом диаметра вала в соответствующих сечениях определяется наиболее опасное сечение. Общий коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле

где Sу и Sф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

где пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения; эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; коэффициент, учитывающий влияния шероховатости поверхности; масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений; амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений; средние напряжения циклов; коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла.

Из анализа эпюр внутренних силовых факторов можно сделать заключение, что опасное сечение вала располагается под подшипником (опора В), где возникают наибольший изгибающий момент и крутящий момент .

Проверим усталостную прочность вала в этом сечении.

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям с учетом того, что для стали 40Х с термообработкой - улучшение и :

Коэффициенты концентрации напряжений по нормальным и касательным напряжениям: .

.

Максимальное напряжение при изгибе в опасном сечении вала

Учитывая, что каждое продольное волокно вала при изгибе с вращением работает попеременно на растяжение и сжатие по симметричному циклу, получаем .

Максимальные напряжения при кручении вала

Коэффициент , коэффициент

Затем определяют коэффициенты запаса усталостной прочности вала

Общий коэффициент запаса усталостной прочности

Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности , следовательно, усталостная прочность вала обеспечена.

3.11 Системы смазки, смазочные материалы

Для проектируемого редуктора принимаем:

Смазка зубчатого зацепления - картерная;

Смазка подшипников - масляным туманом (т.к. скорость зацепления V=4,61 м/с)

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаем внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение зубьев колеса минимум на 10 мм.

Объем заливаемого масла определяем из расчета , принимаем 7,2 литра, масло авиационное МС-14 ГОСТ 1013-76, устанавливаем вязкость масла при скорости зубчатого зацепления 4,1 м/с: .

Для контроля уровня масла предусматриваем в корпусе редуктора дополнительное отверстие с резьбой и маслосливной пробкой, располагаемой на рекомендуемом уровне. Для заливки масла в редуктор предусматривается отверстие с резьбой, закрывающееся пробкой-отдушиной. Замену масла производим периодически, выпуская масло через сливное отверстие которое закрывается маслосливной пробкой с прокладкой.

3.12 Выбор посадок для сопряжения основных

деталей редуктора

Посадку внутреннего кольца подшипника осуществляют по системе отверстия при постоянном отклонении внутреннего диаметра подшипника, различные посадки получают за счет изменения размеров вала. При расположении поля допуска внутреннего кольца появляется возможность получения посадок с гарантированным натягом. Сопряжение наружного кольца подшипника с отверстием в корпусе выполняют по посадке, дающей очень небольшой натяг или небольшой зазор, позволяющий кольцу при работе немного проворачиваться относительно своего посадочного места.

посадка зубчатого колеса на вал для обеспечения точности расположения элементов закрытой зубчатой передачи ;

посадка дистанционных колец ;

посадка звездочки роликовой цепной передачи на вал ;

посадка подшипников на вал , в корпус ;

посадка шпонок на вал .

3.13 Выбор муфты

При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Если в процессе эксплуатации она сохраняется, то для соединения валов пригодны жесткие муфты. Однако не всегда может сохранятся соосность валов: под действием тепловых и силовых факторов возникают деформации, приводящие к смещению соединенных муфтой валов - осевому, радиальному, угловому. Для предотвращения опасных перегрузок, возникающих в результате таких смещений, ставят компенсирующие муфты.

Тип компенсирующей муфты известен из задания. Размер муфты выбирается в зависимости от диаметра вала и величины крутящего момента. Муфта выбирается по большему диаметру концов соединяемых валов. Диаметр посадочных поверхностей под полумуфты могут быть различными.

Тип муфты: упругая втулочно-пальцевая

Номинальный крутящий момент:

Максимальное число оборотов:

Диаметры отверстий: d=48 мм и d=40 мм.

3.14 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацеплений зубчатых колес

Перед сборкой внутреннюю плоскость корпуса редуктора тщательно очищают, покрывают маслостойкой краской. Сборку проводят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100 0С.

- в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надеваем распорную втулку.

Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса, предварительно смазав спиртовым лаком поверхности стыка крышки корпуса и центруют с помощью двух конических штифтов. Затягивают крепежные болты крышки редуктора. После ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки теплового зазора ведомого и ведущего вала. В шпоночный паз ведущего вала вставляют шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее торцовым креплением, застопорив торцевую шайбу крепления, также устанавливают на ведомом вале звездочку роликовой цепной передачи. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе испытаний. После испытаний, редуктор устанавливается на платформу привода, устанавливают упругую муфту, и устанавливается ограждения муфты.

4 Безопасность жизнедеятельности

При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода ленточного конвейера на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытой зубчатой и роликовой цепной передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых запасов прочности.

При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфта меньше допустимого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.

В конструкции редуктора предусмотрены необходимые регулировки подшипников зубчатого зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины на крышке. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способ смазки подшипников качения и зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности редуктора, обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежат: открытая цепная передача и муфта.

При установке конвейера с приводной станцией в производственном помещении необходимо обеспечить их удаление от стен и проходов на расстояние регламентированными нормами. Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован на рабочем месте по технике безопасности.

Заключение

В ходе проектирования привода ленточного конвейера выполнены: выбор типоразмера электродвигателя, проектные и проверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выбор подшипников качения, шпоночные соединения, муфта.

Даны рекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников качения, по выбору посадок деталей редуктора, монтажу редуктора. Выполнены чертежи общего вида эскизного и технического проектов, вертикального цилиндрического редуктора, муфты, рабочие чертежи тихоходного вала и колеса. На стадии проектирования предусмотрены некоторые меры по обеспечению безопасной эксплуатации привода, применены принципы стандартизации и унификации деталей и их элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежность конструкции привода.

Список использованных источников

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов /С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов, и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с., ил.

2. В.Г. Сутокский, С. Н. Журавлева. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учеб. Пособие / - Краснодар: Изд-во КубГТУ, 2001.- 80с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985

4. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник / Спицын Н.А., Яхин Б.А., Перегудов В.Н., Забулонов И.М. М., 1974

5. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 414с.

Размещено на Allbest.ru