Реферат: Проектирование привода к ленточному конвейеру

Министерство общего и профессионального образования

Российской Федерации

Томский политехнический университетКафедра теоретическойи прикладноймеханики

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ

Пояснительная записка  к курсовому проекту

Выполнил: ст-т гр.2Б01

Герасимов А.

Преподаватель:

Снегирёв Д. П.

2004


Заданиена проектирование

Спроектироватьпривод к ленточному конвейеру. Окружное усилие на барабане Fб; окружнаяскорость барабана Vб; диаметр барабана Dб; срок службыпривода h.

Исходные данные

 

Fб=4кН;

Vб=60м/мин;

Dб=0,3м;

h=8 лет.

Расчет и конструирование

/>/>/>


             />

1 – электродвигатель;

2 – муфта;

3 – редуктор зубчатый цилиндрическийдвухступенчатый горизонтальный;

4 – муфта;

5 – барабан.

I – вал электродвигателя;

II –быстроходный вал;

III –промежуточный вал;

IV – тихоходныйвал;

V – вал конвейера.

(Z1 – Z2) –быстроходная пара;

(Z3 – Z4) – тихоходнаяпара.


1 Выборстандартного электродвигателя

Выборстандартного электродвигателя проводят по трём признакам:

1)   требуемоймощности;

2)   типу;

3)   частотевращения.

1.1Определение требуемой мощности электродвигателя

 

При выборемощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:

                            />                                                             (1.1)

         где     N – паспортнаямощность электродвигателя;

                   Nтр.ЭД – требуемаямощность электродвигателя.

                            />                                                      (1.2)

         где     Nраб.зв. – мощность нарабочем звене;

                  ηпр– коэффициент полезного действия (КПД) привода.

В нашем случаеNраб.зв. = Nv.

Определиммощность на рабочем звене по выражению:

                            />Вт                                                     (1.3)

         где     F – усилиенатяжения ленты конвейера, Н;

                   /> – линейная скорость перемещения лентыконвейера, м/с.

/> Вт.

Определим КПДпривода:

                            />                                      (1.4)

         где     /> - КПД муфты, связывающей I и II валы;

                   /> - КПД редуктора;

                   /> - КПД муфты, связывающей IV и V валы;

                   /> - КПД опор звёздочки.

КПД редукторарассчитываем по следующей формуле:

                            />                                                     (1.5)

         где     /> - КПД пары подшипниковкачения;

                   /> - КПД зубчатой передачи.

Определим КПДредуктора:

/>.

Определим КПДпривода, принимая КПД муфт /> и />, равными 1:

/>.

Зная мощностьна рабочем звене и КПД привода, определим требуемую мощность электродвигателя:

/> Вт.

На основаниивыражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощностиэлектродвигателя:

                   N = 5,5 кН.

1.2 Выбор типаэлектродвигателя

 

Учитываяусловия работы конвейера (большие пусковые нагрузки, запыленность рабочейсреды), среди основных типов асинхронных электродвигателей трёхфазного токавыбираем двигатель типа АОП2 – электродвигатель закрытый обдуваемый сповышенным пусковым моментом. Исполнение закрытое, на лапах, без фланца.

1.3 Выборчастоты вращения вала электродвигателя

 

Выбор частотывращения вала электродвигателя производят с учетом средних значенийпередаточных отношений отдельных передач. Определим передаточное отношениепривода по разрешающей способности:

                            />/>                                           (1.6)

                   где     />, /> - передаточные отношениязубчатых передач.

На основаниирекомендаций [1,7] принимаем:

/>=/>=3...6.

В нашемслучае:

/>.

Тогда

/>                          />                                             (1.7)

                   где/> - частота вращения рабочегозвена, об/мин. Она равна:

                                   />=/>                                          (1.8)

                   где     /> — окружная скорость барабана, м/с;

                            /> - делительный барабана, мм.

                   />=/> об/мин.

Зная частотувращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающейспособности, определим возможные частоты вращения вала ЭД:

/> об/мин.

Принимаемчастоту вращения вала двигателя при известной мощности и типе двигателя, равной965 об/мин.

Габаритные размеры, мм Установочные размеры, мм

L

B1

B4

B5

H

L3

l

2C

2G

d

d4

h

468 318 238 165 361 108 80 254 178 38 14 160 Типо-размер АОП2

Nном,

кВт

n, об/мин при Nном

Мпуск/Мном

51-6 5,5 965 1,8

2Кинематический расчёт

 

2.1Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

По известным частотам вращения электродвигателяи вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:

/>.

По имеющимся рекомендациям влитературе разбиваем передаточное отношение по ступеням. Для зубчатогоцилиндрического двухступенчатого редуктора:

                            />.                                                (2.1)

Найдем передаточное отношение дляпервой (быстроходной) ступени:

/>

Найдем передаточное отношение длявторой ступени:

/>

2.2 Определение частот вращения навалах двигателя

 

/> об/мин;

/> об/мин;

/> об/мин;

/> об/мин;

/> об/мин.


3 Определение крутящих моментов навалах привода

 

Крутящий момент на валу I рассчитываемпо следующей формуле:

                            />                                                             (3.1)

                   где     /> - угловая скорость валадвигателя, 1/с.

Переход от частоты вращения вала к егоугловой скорости осуществляется по нижеприведенной формуле, если частота имеетразмерность об/мин, а угловая скорость – 1/c:

                            />                                                                     (3.2)

В нашем случае угловая скорость валадвигателя равна:

/>1/c.

Определим крутящий момент на валу I:

/> />.

При определении крутящего момента навалу II следуетучитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на втором валу.Таким образом, рассчитыавть крутящий момент на валу II следует поформуле:

                            />                                                             (3.3)

                   где     /> - КПД пары подшипниковкачения на втором валу.

/> />.

Крутящий момент на валу III рассчитываемпо нижеприведенной формуле:

                            />                                                    (3.4)

                   где     /> - КПД зубчатой передачипервой ступени;

                            /> - КПД пары подшипниковкачения на третьем валу.

/> />.

                            />                                                   (3.5)

                   где     /> - КПД зубчатой передачивторой ступени;

                            /> - КПД пары подшипниковкачения на четвертом валу.

/> />.

                            />                                                              (3.6)

                   где     /> - КПД опор пятого вала.

/> />.


4 Расчёт цилиндрических косозубыхпередач редуктора

 

4.1 Расчёт быстроходной ступени

 

4.1.1 Определение межосевогорасстояния для быстроходной ступени

Межосевое расстояние определяется последующей формуле, см. [1, стр. ]:

                            />,                       (4.1)

                   где     /> - коэффициент нагрузки; принесимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузкизаключён в интервале 1,1/>1,3;

                            /> - коэффициент ширины венцовпо межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем /> равным 0,25, см. [1, стр.27].


4.1.2 Выбор материалов

 

Выбираем материалы со среднимимеханическими характеристиками: согласно [1, стр.28] принимаем для шестернисталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 260; для колеса – сталь 45 улучшенную ствёрдостью НВ 280.

4.1.3 Определение допускаемыхконтактных напряжений

Допускаемые контактные напряженияопределяются при проектном расчёте по формуле [1, стр.27]:

                            />                                                            (4.2)

                   где     /> - предел контактнойвыносливости при базовом числе циклов.  Значения /> определяютсяв зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимическойобработки. Согласно [1, стр.27] при средней твёрдости поверхностей зубьев послеулучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается поформуле:

                            />;                                                          (4.3)

                            /> - коэффициентдолговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса большебазового, то принимают />=1. В другихусловиях, когда эквивалентное число циклов перемены напряжений /> меньше базового />, то, согласно [1, стр.28]вычисляют /> по формуле:

                            />.                                                                   (4.4)

Базовое число циклов /> определяют в зависимости оттвёрдости стали: по [1, стр.27] при твёрдости стали НВ 200-500 значение /> возрастает по линейномузакону от 107 до />. Т.е.для НВ = 260 /> =/>, а для НВ = 280 />=/>;

                            /> - коэффициент безопасности;согласно [1, стр.29] для колёс из улучшенной стали принимают />=/>.В данной работе предлагаю использовать среднеарифметическое />=1,15.

4.1.4 Определение эквивалентного числациклов перемены напряжений

Эквивалентное число циклов переменынапряжений будем рассчитывать по формуле:

                            />,                                             (4.5)

                   где     /> - частота вращения вала,мин-1;

                            t – общеекалендарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в суткиKсут  = 0,5 и год Kгод = 0,7, атакже срока службы привода h = 8 лет;

/> часов;

                            T – момент,развиваемый на валу.

Применительно к нашему графикунагрузки: Т1 = Т при t1 = />;

Т2 = /> при t2 = 0,7t.

Определим по формуле 4.4 эквивалентныечисла циклов перемены напряжений для валов II, III, IV:

/>

=/>;

/>

=/>;

/>

=/>.

Так как во всех трёх случаях числоциклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем />=1.

4.1.5 Определение допускаемыхнапряжений для шестерни

Определяем допускаемые напряжения дляшестерни Z1 по выражению4.2:

/> Н/мм2.

4.1.6 Определение допускаемыхнапряжений для колеса

Определяем допускаемые напряжения дляколеса Z2 по выражению4.2:

/> Н/мм2.

4.1.7 Определение расчётногодопускаемого контактного напряжения для косозубых колёс

Согласно [1, стр. 29] для непрямозубыхколёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:

                            />,                                                   (4.6)

где     /> и/> - допускаемые контактныенапряжения соответственно для шестерни Z1 и колеса Z2.

Найдём расчётное допускаемоеконтактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия />/>1,23/>, см [1, стр. 29]:

/> Н/мм2;

/>так как 507,26Н/мм2 < /> Н/мм2,то проверочное условие выполняется.

4.1.8 Расчёт межосевого расстояния длябыстроходной ступени

По выражению 4.1 рассчитаем межосевоерасстояние, принимая />:

/>=

=/> мм.

Округляем до стандартного значения поСТ СЭВ 229-75 /> = 125 мм, см. [1,стр. 30].

4.1.9 Определение модуля

Согласно [1, стр. 30] модуль следуетвыбирать в интервале />:

/>/>=/> мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30],принимаем />1,5.

4.1.10 Определение числа зубьевшестерни Z1 и колеса Z2

Определим суммарное число зубьевшестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

                            />,                                                          (4.7)

                   где     /> - угол наклона линии зуба;для косозубых передач /> принимают винтервале />, см. [1, стр. 30].

Принимаем предварительно />=100ирассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

/>;

принимаем />=164.

Определяем число зубьев шестерни поформуле [1, стр. 30]:

                            />;                                                                   (4.8)

/>

Принимаем />=33.

Рассчитаем />:

/>

По полученным значениям оределяемпередаточное отношение:

/>;

расхождение с ранее принятым не должнопревышать 2,5%. Вычислим погрешность:

/>, что меньше2,5%.

Определим уточнённое значение угланаклона зуба:

/>

         отсюда /> = 10,260.

После всех округлений проверимзначение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

                            />;                                              (4.9)

/> мм.

4.1.11 Определение основных размеровшестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются последующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

                            />;                                                              (4.10)

                            />.                                                              (4.11)

/> мм;

/> мм.

Проверка: /> мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

                            />;                                                            (4.12)

                            />;                                                            (4.13)

/> мм;

/> мм.

Диаметры впадин зубьев:

                            />;                                                          (4.14)

                            />;                                                            (4.15)

/> мм;

/> мм.

Ширина колеса:

                            />;                                                              (4.16)

/> мм.

Ширина шестерни:

                            />мм;                                                        (4.17)

/>мм=/> мм:

принимаем />=35мм.

4.1.12 Определение коэффициента ширинышестерни по диаметру

                            />;                                                                    (4.18)

/>.

4.1.13 Определение окружной скоростиколёс и степени точности

                            />;                                                               (4.19)

/> м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубыхколёс при />до 10 м/с назначают 8-юстепень точности по ГОСТ 1643-72.

4.1.14 Определение коэффициентанагрузки для проверки контактных напряжений

Коэффициент КН, учитывающийдинамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями ипо ширине венца, определяется следующим выражением, см. [1, стр. 26]:

                            />,                                                (4.20)

                   где     /> - коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки между зубьями;

                            /> - коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

                            /> - динамический коэффициент.

По [1, стр. 32] находим:

/> = 1,07; /> = 1, 06; /> = 1,0.

/>

4.1.15 Проверка контактных напряжений

Условие для проверочного расчётакосозубых передач, см. [1, стр. 26]:

                            />;                               (4.21)

/> Н/мм2< /> = 499 Н/мм2.

4.1.16 Расчёт зубьев на выносливостьпри изгибе

Проверка зубьев быстроходной ступенина выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению, см.[1, стр. 38]:

                            />,                                            (4.22)

                   где     Ft<sub/> - окружнаясила, действующая в зацеплении;

                            />,                                                                    (4.23)

/>Н;

                            KF – коэффициентнагрузки;

                            />,                                                                 (4.24)

/>пользуясьтаблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим />=1,14 и />= 1,1;

/>.

Коэффициент прочности зуба по местнымнапряжениям /> выбираем в зависимости отэквивалентных чисел зубьев:

для шестерни />;           />;

для колеса />;              />.

Допускаемое напряжение вычисляем поформуле, см. [1, стр. 36]:

                            />.                                                                    (4.25)

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] длястали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

/>/> = 1,8 НВ;

для шестерни /> Н/мм2;

для колеса /> Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности />. По таблице 3.9 />=1,75; />=1.

Допускаемые напряжения и отношения />:

для шестерни /> Н/мм2;                  /> Н/мм2;

для колеса /> Н/мм2;              /> Н/мм2.

Найденное отношение меньше дляшестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьевшестерни.

Определим коэффициент, учитывающийповышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, см. [1, стр. 39]:

                            />,                                                                   (4.26)

                   где     /> - угол наклона линии зуба;

/>.

/> = 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

/> Н/мм2,

что значительно меньше /> Н/мм2.

4.2 Расчёт тихоходной ступени

4.2.1 Определение межосевогорасстояния для тихоходной ступени

Межосевое расстояние тихоходнойступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая /> = 1,14, /> = 0,4, /> Н/мм2:

/>=

=/> мм.

Округляем до ближайшего значения по СТСЭВ 229-75 /> = 160 мм, см. [1, стр. 30].

4.2.2 Выбор материалов

 

Для тихоходной ступени выбираем аналогичныематериалы, что и для быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС улучшенную ствердостью НВ 250 для шестерни с твёрдостью НВ 220 для колеса.

4.2.3 Определение расчётногодопускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени

Значения расчётных допускаемыхнапряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т. е.:

/> Н/мм2;

4.2.4 Определение модуля

Согласно [1, стр. 30], модуль следуетвыбирать в интервале />:

/>/>=/> мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30],принимаем />2,5.

4.2.5 Определение числа зубьевшестерни Z3 и колеса Z4

Определим суммарное число зубьевшестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

                            />,                                                        (4.22)

Принимаем предварительно />=100ирассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

/>;

принимаем />=126.

Определяем число зубьев шестерни поформуле [1, стр. 30]:

                            />;                                                                   (4.23)

/>

Принимаем />=27.

Рассчитаем />:

/>

По полученным значениям оределяемпередаточное отношение:

/>;

расхождение с ранее принятым не должнопревышать 2,5%. Вычислим погрешность:

/>, что меньше2,5%.

Определим уточнённое значение угланаклона зуба:

/>

отсюда /> =10,260.

После всех округлений проверимзначение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

                            />;                                             (4.24)

/> мм.

4.2.6 Определение основных размеровшестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются последующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

                            />;                                                             (4.25)

                            />.                                                             (4.26)

/> мм;

/> мм.

Проверка: /> мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

                            />;                                                            (4.27)

                            />;                                                            (4.28)

/> мм;

/> мм.

Диаметры впадин зубьев:

                            />;                                                         (4.29)

                            />;                                                         (4.30)

/> мм;

/> мм.

Ширина колеса:

                            />;                                                              (4.31)

/> мм.

Ширина шестерни:

                            />мм;                                                        (4.32)

/>мм=/> мм:

принимаем />=68мм.

4.2.7 Определение коэффициента ширинышестерни по диаметру

                            />;                                                                    (4.33)

/>.

4.2.8 Определение окружной скоростиколёс и степени точности

                            />;                                                              (4.34)

/> м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубыхколёс при />до 10 м/с назначают 8-юстепень точности по ГОСТ 1643-72.

4.2.9 Определение коэффициентанагрузки для проверки контактных напряжений

По [1, стр. 32] находим:

/> = 1,06; /> = 1, 06; /> = 1,0.

Используявыражение 4.20, вычисляем коэффициент нагрузки:

/>

4.2.10 Проверка контактных напряжений

Для проверочного расчёта косозубойпередачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой, что и длябыстроходной:

/> Н/мм2< /> = 507,2 Н/мм2.

4.2.11 Расчёт зубьев на выносливостьпри изгибе

Проверка зубьев тихоходной ступени навыносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того,что окружная сила, действующая в зацеплении, равна

                            />,                                                                   (4.35)

/>Н;

Определим коэффициент нагрузки />: пользуясь таблицами 3.7 и 3.8из [1, стр. 35-36], находим />= 1,115 и/>= 1,1;

/>.

Коэффициент прочности зуба по местнымнапряжениям /> выбираем в зависимости отэквивалентных чисел зубьев:

для шестерни />;           />;

для колеса />;              />.

Допускаемое напряжение вычисляем поформуле 4.25:

                            />.                                                         

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] длястали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

/>/> = 1,8 НВ;

для шестерни /> Н/мм2;

для колеса /> Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности />. По таблице 3.9 />=1,75; />=1.

Допускаемые напряжения и отношения />:

для шестерни /> Н/мм2;                 /> Н/мм2;

для колеса /> Н/мм2;            /> Н/мм2.

Найденное отношение меньше для колеса,следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающийповышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение4.26:

/>.

/> = 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

/> Н/мм2,

что значительно меньше /> Н/мм2.


5 Предварительный расчёт иконструирование валов

 

Условие прочности валов:

                            />,                                                                   (5.1)

                   где     /> - допустимое напряжение    />=15...30 Мпа (Н/мм2).

                            />,                                                                    (5.2)

                            />,                                                                           (5.3)

                   где     d – диаметрвала, мм;

                            Т –крутящий момент на валу, />.

5.1 Расчёт и проектирование второговала привода

                            />,                                                                (5.4)

                   где dII – диаметрвыходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

/> мм.

Полученное численное значение мыокруглили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на0; 2; 5; 8.

Для обеспечения передачи крутящегомомента с вала I на вал II стандартноймуфтой, необходимо выполнсить условие:

                            />мм,                                                      (5.5)

                   где     /> - возможные диаметры валаредуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

                            /> - диаметр вала выбранногоэлектродвигателя;

/>мм.

Учитывая, что прочность вала должнабыть обеспечена (/>), принимаем dII<sub/>= 30 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником:

                            /> мм,                                                                  (5.6)

/> мм.

Полученную величину следует округлитьдо большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

                            /> мм,                                                      (5.7)

                   где     /> - диаметр буртика;

/> мм.

Принимаем /> мм.

5.2 Расчёт и проектирование третьеговала

Диаметр выходного участка вала находимпо формуле 5.3:

/> мм;

Принимаем dIII = 34 мм;

                            />,                                                                        (5.8)

поэтому принимаем /> = 35 мм.

                            /> мм,                                                        (5.9)

                   где     /> - диаметр вала под колесом.

/> мм,

принимаем /> =38 мм.

                            /> мм;                                                      (5.10)

/> мм,

принимаем /> =42 мм.

5.3 Расчёт и проектирование четвёртоговала привода

Диаметр выходного участка вала находимпо формуле 5.3:

/> мм;

учитывая, что />, принимаем /> = 55 мм.

/> мм,

принимаем /> мм.

/> мм,

принимаем /> мм.

/>,

принимаем /> мм.

 


6 Выбор метода смазки элементовредуктора и назначение смазочных материалов

 

Смазывание зецеплений и подшипниковприменяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения,уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихсяповерхностей, снижения шума и вибраций.

Для цилиндрических косозубыхредукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом);смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.

Сорт масла назначаем по таблице 8.8[1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения ифактической окружной скорости колёс:

при             /> Н/мм2 и />/> м/с,

рекомендуемая вязкость масла потаблице 8.8 из [1, стр. 164] равна 118 сСт. По таблице 8.10 [1, стр. 165]принимаем индустрриальное масло И – 100А по ГОСТ 20799-75.

Вдвухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают наглубину, равную /> мм; тихоходноеколесо погружают на глубину на глубину не менее /> мм.           

Контроль уровня масла производится спомощью жезлового маслоуказателя.

Дляслива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкойс цилиндрической резьбой.

Для выбора смазки подшипников служиткритерий /> мм/>об/мин применяетсяпластичная смазка [1, стр.131], которую закладывают в подшипниковые камеры присборке.

По[1, стр.131] принимаем универсальную средне-плавкую смазку марки

УС-1по ГОСТ 1033-73.


7 Конструктивные размеры шестерни иколеса

 

7.1 Быстроходная ступень

Шестерня    /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм;

                   />=35 мм.

Колесо         /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм.

Определяем диаметр и длину ступицыколеса:

                            />                                                                   ()

/>мм,

принимаем /> мм.

/>мм,

принимаем/> мм.

Толщина обода:

/> мм,

принимаем /> мм.

Толщина диска:

/> мм.

7.2 Тихоходная ступень

Шестерня    /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм;

                   />=68 мм.

Колесо         /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм;

                   /> мм.

Определяем диаметр и длину ступицыколеса:

/>мм,

принимаем /> мм.

/>мм,

принимаем/> мм.

Толщина обода:

/> мм,

принимаем /> мм.

Толщина диска:

/> мм.


8Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщинастенок:

корпуса                /> мм;

крышки                />.

Принимаем /> мм.

Толщинафланцев (поясков) корпуса и крышки:

/> мм.

Толщинанижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

/> мм;

/> мм,

принимаем /> мм.

Диаметрыболтов:

фундаментных     /> мм,

принимаем болты с резьбой М20;

уподшипников    /> мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющихкорпус с крышкой      /> мм,

принимаем болты с резьбой М12.


9 Составление расчётной схемы привода


/>

 

Рис.9.1


Определимсилы, действующие в зацеплении (рис.9.1):

быстроходнойступени   1) окружная                   /> Н;

                                      2)радиальная      /> Н;

                                      3)осевая              /> Н;

тихоходнойступени       1) окружная                   /> Н;

                                      2)радиальная      /> Н;

                                      3)осевая              /> Н;

9.1Вал ЕF(IV)

 

              />

Рис. 9.2

Окружнаясила     

/>

радиальная сила колеса (α=20°):

/>

осевая сила (β=10,26°):

/>

Расчетопорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составимуравнение относительно точки Е:

/>  />

/>

/>

Проверка:

/>/>

Расчетопорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составимуравнение относительно точки F:

/>

 

/>

Проверка:

/>


9.2Вал СD(III)

 

Окружнаясила     

/>

радиальная сила колеса (α=20°):

/>

осевая сила (β=10,26°):

/>

Расчетопорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составимуравнение относительно точки D:

/>

/>

Рис.9.3

/>

Расчетопорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составимуравнение относительно точки C:

/>


9.3Вал AB(II)

/>

Рис. 9.4

Окружнаясила     

/>

радиальная сила колеса (α=20°):

/>

осевая сила (β=10°26’):

/>

Расчетопорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составимуравнение относительно точки A:

/>

Расчетопорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составимуравнение относительно точки B:

/>


10Расчет долговечности подшипников

 

Расчетнуюдолговечность Lh в часахопределяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузкиРэк.

/>

где Lh – расчетныйсрок службы подшипника, ч;

n – частотавращения внутреннего кольца;

C –динамическая грузоподъемность;

Pэкв –эквивалентная нагрузка,

/>

где Х – коэффициент радиальнойнагрузки;

V – коэффициентучитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr – радиальнаянагрузка, Н;

Y – коэффициентосевой нагрузки, Н;

Fa – осеваянагрузка, Н;

Кt –температурный коэффициент, принимаемый в соответствии с рекомендациями [5, стр118] Кt = 1;

Kσ – коэффициентбезопасности; принимаем Kσ<sub/>= 1,3.

Вал IV:

/>

/>

По найденным соотношениям, всоответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,22;

Х = 0,56;

Y = 1,99.

Тогда осевыесоставляющие реакции:

/>

Суммарная осевая нагрузка:

/>

Эквивалентная нагрузка:

/>

Тогда долговечность подшипников навалу IV:

/>

Вал III:

/>

По найденным соотношениям, всоответствии с [5, 119] определяем коэффициенты:

е = 0,29;

Х = 0,45;

Y = 1,84.

Тогда осевые составляющие реакции:

/>

Суммарная осевая нагрузка:

/>

Эквивалентная нагрузка:

/>

Долговечность подшипников на валу III:

/>

Вал II:

Опора В (радиальный подшипник серии207):

/>

Опора А (радиальный подшипник серии207):

е = 0,319;

Х = 0,4;

Y = 1,881.

Осевая составляющая:

/>

Суммарная осевая нагрузка:

/>

Эквивалентная нагрузка:

/>

Долговечность подшипников опоры А валуII:

/>

В соответствии с полученными данными ирекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результатыдолговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрическогоредуктора.

10Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонкипризматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длинышпонок – по ГОСТ 23360 – 78, см. табл. 8.9 [2, стр. 169].

Материалшпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжениесмятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:

/>,                                           (10.1)

где     Tраб –передаваемый рабочий вращающий момент на валу, />;/>, где />.

Для выбранного нами двигателяотношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1,8.

                   d – диаметрвала в месте установки шпонки, мм;

                   b, h – размерысечения шпонки, мм;

                   t1 – глубина пазавала, мм;

                   /> - допускаемое напряжениесмятия.

Допускаемонапряжение смятия при стальной ступице />МПа,при чугунной />МПа.

Ведущийвал:/> мм; />; t1 = 5,0 мм;длина шпонки l = 56 мм (придлине ступицы полумуфты МУВП 64 мм); момент на ведущем валу /> />;

/> МПа < />

(материалполумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).

Промежуточныйвал:

/> мм; />;t1 = 5,0 мм;длина шпонки под колесом l = 33 мм; момент на промежуточном валу/> />;

/> МПа < />.

Ведомыйвал:

проверяемшпонку под колесом: /> мм; />; t1 = 5,5 мм;длина шпонки l = 53 мм;момент на промежуточном валу /> />;

/> МПа < />.

Проверимшпонку под полумуфтой на выходном участке вала: /> мм;/>; t1 = 5,0 мм;длина шпонки l = 80 мм;момент на промежуточном валу  /> />;

/>МПа > />,учитывая, что материал полумуфты МУВП – чугун марки СЧ 20.

Дляпредотвращения смятия шпонки на выходном участке вала установим вторую шпонкупод углом 1800. Тогда

/>МПа < />.

12Уточнённый расчёт промежуточного вала

Уточнённые расчёт валов состоит вопределении коэффициентов запаса прочности s для опасныхсечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочностьсоблюдена при s ≥ [s].

Будем производить расчёт дляпредположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валовпроизводится аналогично.

Материал промежуточного вала – сталь45 нормализованная. По табл. 3.3 [2, стр. 34] находим механические свойстванормализованной стали 45, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случаеменьше 90 мм: />МПа.

Примем, что нормальные напряжения отизгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – поотнулевому (пульсирующему).

Предел выносливости при симметричномцикле изгиба

/> МПа.

Предел выносливости при симметричномцикле касательных напряжений

/> МПа.


   />

Рис. 12.1

Сечение А-А.  Диаметр валав этом сечении 32 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночнойканавки (см. Рис.12.1). По таблице 8.5 [2, стр. 165] находим значенияэффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений /> и напряжений кручения />: /> и />. Масштабные факторы, см.табл. 8.8 [2, стр. 166]: />и />; коэффициенты /> и /> [2, стр. 163, 166].

Крутящий момент на валу /> />.

Крутящий момент в горизонтальнойплоскости

/>/>;

изгибающий момент в вертикальнойплоскости

/>/>;

суммарный изнибающий момент в сеченииА-А

/>/>.

Момент сопротивления кручению (d=32; b=10 мм; t1=5 мм)

/> мм.

Момент сопротивления изгибу

/> мм.

Амплитуда и среднее напряжение циклакасательных напряжений

/> Мпа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

/> МПа; среднеенапряжение изгиба /> МПа.

Коэффициент запаса прочности понормальным напряжениям

/>.

Коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям

/>.

Результирующий коэфициент запасапрочности для сечения А-А

/>.

Для обеспечения прочности коэффициентзапаса должен быть не меньше [s]=1,5-1,7. Учитывая требованияжёсткости, рекомендуют [s]=2,5-3,0. Полученное значение s=4,02достаточно.

Сечение В-В. Концентрациянапряжений обусловлена переходом от ø 32 мм к ø 37 мм: при /> и /> по таблице 8.2 [2, стр.163] коэффициенты концентраций напряжений /> и/>. Масштабные факторы />и />; коэффициенты /> и />.

Крутящий момент в горизонтальнойплоскости

/>/>;

изгибающий момент в вертикальнойплоскости

/>/>;

суммарный изгибающий момент в сеченииА-А

/>/>.

Осевой момент сопротивления сечения

/> мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

/> МПа; /> МПа.

Полярный момент сопротивления

/> мм3.

Амплитуда и среднее напряжение циклакасательных напряжений

/> МПа.

Коэффициенты запаса прочности

/>;

/>

Результирующий коэфициент запасапрочности для сечения В-В

/>.

Так как s>[s]=2,5, топрочность вала в сечении В-В обеспечена.


13 Назначение посадокдеталей редуктора

Назначение посадок производится приразработке конструкции. Посадки указывают на чертеже общего вида, а затем нарабочих чертежах деталей проставляют предельные отклонения.

Это выполняется одним из трёхспособов:

условным обозначением числовыми значениями отклонений, мм. условным обозначениями совместно с числовыми, взятыми в скобки.

Первый способ применяют, еслиноминальный размер включён в ГОСТ 6636-69 и отклонения приняты по системеотверстия СТ СЭВ 145.75

В других случаях оправдано применениевторого или третьего способов.

Назначение посадок проводим всоответствии с данными таблицы 10.13 [2, стр.263].

Определим посадки для промежуточноговала.

Зубчатые колёса на валнапрессовываются с посадкой Н7/r6 по ГОСТ 25347-82, обеспечивающейгарантированный натяг.

Посадка с натягом

/>



Шейки валов подподшипниками выполнены с отклонением вала k6.

Отклонение отверстийв корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Переходные посадки

/>


/>Отклонениепод распорные втулки H8/h8.

Посадкас зазором


14 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полостькорпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии счертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал напрессовываютшарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100ºС;

 в промежуточный вал закладываемшпонку 12 × 8 × 75 и напрессовывают зубчатое колесо и щестерню доупора в распорные кольца, затем устанавливаем шарикоподшипники, нагретые вмасле;

в ведомый вал закладываем шпонку  14× 9 × 35, напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в буртвала, устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники, нагретые в масле.

  Собранные валы укладываем воснование корпуса редуктора, и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительноповерхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаемкрышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 × 36 ГОСТ 3129 –70; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камерызакладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектомметаллических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточкизакладываем манжетные уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствиезаклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.

Затем ввёртываем пробку маслоспускногоотверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло изакрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем иподвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническимиусловиями.


Заключение

 

По данным задания на курсовой проектспроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собойэлектродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварнуюраму.

В процессе проектирования подобранэлектродвигатель, произведён расчёт редуктора.

Расчётредуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходнойступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций напрочность, процесс сборки отдельных узлов.


 

Литература

 

1. С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие длятехникумов – М.: Машиностроение,1979. – 351с.

2. С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И.М. Чернин, Т. М. Ицкович, В. П. Козинцов. Курсовое проектирование деталеймашин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностейтехникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение,1979. – 351с.

3.Шейнблит А.Е. Курсовоепроектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. –Калининград: Янтар. сказ, 1999. – 454с.

4.Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атласконструкций редукторов,: Учебное пособие. – 2-е изд., перераб. и дополн. – К:Выща. шк.,1990. – 151с.: ил.

5.Анурьев В. И. Справочникконструктора – машиностроителя: В 3-х т.          Т.1 – 6-е изд., перераб. идоп. – М.: Машиностроение,1982. – 736с.

6.Дунаев П.Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техническихспециальностей вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк.,2000. – 447с.

 

 

Оглавление

 

1 Выбор стандартного электродвигателя                                                           

1.1Определение требуемой мощности электродвигателя                                            

1.2 Выбор типаэлектродвигателя                                                                     

1.3 Выбор частоты вращения валаэлектродвигателя                                        

2Кинематический расчёт

2.1Определение общего передаточного отношения привода

и разбивка егопо          ступеням                                                                               

         2.2 Определение частотвращения на валах двигателя                                     

3 Определение крутящих моментов навалах привода                                                

4 Расчёт цилиндрических косозубыхпередач редуктора

         4.1 Расчёт быстроходнойступени

                   4.1.1 Определениемежосевого расстояния для быстроходной ступени    

                   4.1.2 Выборматериалов                                                                           

                  4.1.3 Определениедопускаемых контактных напряжений                       

                   4.1.4 Определениеэквивалентного числа циклов перемены напряжений

                   4.1.5 Определениедопускаемых напряжений для шестерни                    

                   4.1.6 Определениедопускаемых напряжений для колеса                                  

                   4.1.7 Определениерасчётного допускаемого контактного напряжения

                   для косозубых колёс                                                                                 

                   4.1.8 Расчётмежосевого расстояния для быстроходной ступени              

                   4.1.9 Определениемодуля                                                                       

                   4.1.10 Определениечисла зубьев шестерни Z1 и колеса Z2                                 

                   4.1.11 Определениеосновных размеров шестерни и колеса                     

                   4.1.12 Определениекоэффициента ширины шестерни по диаметру           

                   4.1.13 Определениеокружной скорости колёс и степени точности          

                   4.1.14 Определениекоэффициента нагрузки для проверки контактных                     напряжений                                                                                                     

                   4.1.15 Проверкаконтактных напряжений                                               

                   4.1.16 Расчётзубьев на выносливость при изгибе                                             

         4.2 Расчёт тихоходной ступени

                   4.2.1 Определениемежосевого расстояния для тихоходной ступени           

                   4.2.2 Выборматериалов                                                                           

                   4.2.3 Определениерасчётного допускаемого контактного напряжения для                           тихоходнойступени                                                                                 

                   4.2.4 Определениемодуля                                                                       

                   4.2.5 Определение числазубьев шестерни Z3 и колеса Z4                                                   

                   4.2.6 Определениеосновных размеров шестерни и колеса                      

                   4.2.7 Определениекоэффициента ширины шестерни по диаметру             

                   4.2.8 Определениеокружной скорости колёс и степени точности                 

                   4.2.9 Определениекоэффициента нагрузки для проверки контактных                       напряжений                                                                                                     

                   4.2.10 Проверкаконтактных напряжений                                               

                   4.2.11 Расчётзубьев на выносливость при изгибе                                             

5 Предварительный расчёт иконструирование валов

         5.1 Расчёт и проектированиевторого вала привода                                          

         5.2 Расчёт и проектированиетретьего вала                                                                

         5.3 Расчёт и проектированиечетвёртого вала привода                                     

6 Выбор метода смазки элементовредуктора и назначение смазочных материалов       

7 Конструктивные размеры шестерни иколеса

         7.1 Быстроходная ступень                                                                                

         7.2 Тихоходная ступень                                                                                     

8Конструктивные размеры корпуса редуктора                                                          

9 Составление расчётной схемы привода                                                                   

10Проверка долговечности подшипников промежуточного вала                                

11Проверка прочности шпоночных соединений                                                        

12Уточнённый расчёт промежуточного вала                                                             

13Назначение посадок деталей редуктора                                                                           

14Сборка редуктора                                                                                                  

Заключение                                                                                                                         

Литература                                                                                                                          

Оглавление                                                                                                                

еще рефераты
Еще работы по остальным рефератам