Реферат: Привод ленточного конвейера

/>/>/>/>/>/>/>СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчет привода

3. Расчет механических передач

3.1 Расчет зубчатой передачи 1-2

3.2 Расчет цепной передачи 3-4

4. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников

4.1 Ориентировочный расчет валов

4.1.1 Расчет быстроходного (входного) вала редуктора (1)

4.1.2 Расчет тихоходного вала редуктора (2-3)

4.2 Выбор подшипников

5. Конструктивные размеры зубчатых колес

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Пространственная схема механизма

7.2 Вал шестерня

7.3 Вал тихоходный

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Уточненный расчет валов

9.1 Вал шестерня

9.2 Вал тихоходный

10. Выбор соединительных муфт

11. Выбор смазки

12. Выбор посадок деталей редуктора.

13. Сборка и регулировка

Заключение

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсовогопроектирования является приобретение навыков принятия самостоятельныхконструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмовобщего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталеймашин.

Задачей проекта являетсяразработка привода ленточного конвейера.

Привод состоит изэлектродвигателя, одноступенчатого редуктора. Вращательное движение отэлектродвигателя редуктору передается упругой втулочно-пальцевой муфтой.

Электродвигательвыбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатыепередачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхностизубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действиипиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение попониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузкина валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамическойгрузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются насопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместномдействии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровеньмасла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующихконтактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работыдолжна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающаясовременным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Кинематическая схемапривода и индексация кинематических звеньев

1 – шестерняцилиндрической прямозубой передачи;

2 – колесо цилиндрическойпрямозубой передачи;

3 – ведущая звездочкацепной передачи;

4 –ведомая звездочкацепной передачи.

Рис. 1.1 — Кинематическаясхема привода

Присваиваем индексы валамв соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 – быстроходный(входной) вал редуктора;

2-3 – тихоходный(выходной) вал редуктора;

4 – вал барабана.

В дальнейшем, параметрывращательного движения, геометрические параметры передач и другие величиныбудем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

Определение КПД привода и необходимой мощности электродвигателя.

В качестве приводногоиспользуется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

hобщ = hм×h12×h34×hпn – общийКПД привода,

где h12, h34, hм, hп – КПДотдельных передач, соединительной муфты и подшипников. КПД подшипников hп берется в степени n, равной числу пар подшипников в приводе.

Принимаем согласно /1/: hм=0,98; hп=0,993;h12=0,97; h34=0,97, тогда

hобщ = 0,98×0,97×0,97×0,993 = 0,895

Мощность на выходном валуредуктора

/> (1.1)

где /> - окружное усилие назвездочке, /> - скорость лентыконвейера.

/>кВт.

Таким образом мощностьнеобходимая для привода редуктора

/>Вт

Определение ориентировочной частоты вращения валаэлектродвигателя.

/> (1.2)

где /> - частота вращения валавыбираемого электродвигателя, об/мин; /> -частота вращения ведомого вала редуктора, об/мин; />-общее передаточное число принятое согласно рекомендациям.

/> об/мин,

/>,

Согласно рекомендации([1], табл.1.2.) принимаем /> />,

/> об/мин,

По каталогу /1/ выбираемэлектродвигатель с ближайшим к n’эди Р’эд значениями. Таковым электродвигателем является 4А132М4 (см.рис.1.1).

Его параметры: Рэд=11кВт, nэд = 1430 об/мин, Тпуск / Тном= 2.

Рис.1.2 Эскизэлектродвигателя

Таблица 1.1 Основные размерыэлектродвигателя, мм.

Тип

двигателя

Число

полюсов

d30

l30

l10

l31

d10

b10

h31

h10

4А132М4 4 38 288 80 498 178 89 12 216 325 10 8 13

2.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТПРИВОДА

Определение расчетных передаточных чисел

Общее передаточноеотношение привода

Uобщ = nэд / n4, (2.1)

Uобщ =1430/113,5 =12,6

Согласно рекомендациям U34=0,7U12,получаем Uобщ=0,7U212

/>,

принимаем />,

тогда U34= Uобщ/ U12=12,6/4,5=2,8, принимаем U34=2,8.

Определениечастоты вращения валов

Быстроходный валредуктора :n1 = nэд = 1430 об/мин;

промежуточный валредуктора:n23 = n1 / U12 = 1430 / 4,5 = 317,8 об/мин;

тихоходный вал редуктора:n4 = n23 / U34 = 317,8 / 2,8 =113,5 об/мин.

Отклонение от заданного:100 (113,5 – 113,5) / 113,5 = 0 %, что допустимо.

Угловыескорости валов

Угловые скоростиопределяем по формуле

w = ×n / 30, (2.2)

w1 = wэд = ×nэд / 30 = 3,1416×1430 / 30 = 149,7 рад/c;

w23= ×n23 / 30 = 3,1416×317,8 / 30 = 33,3 рад/с;

w4= ×n4 / 30 = 3,1416×113,5 / 30 = 11,9 рад/с.

Определениемощностей на валах.

Мощность на быстроходном валу редуктора

Р1 = Р’эд∙hм = 9553∙0,98= 9362 Вт;

Мощность на промежуточномвалу редуктора

Р23= Р1·h12 ·hп= 9362·0,97·0,99= 8990 Вт;

Мощность на тихоходномвалу редуктора

Р4 = Р23·h34·hп= 8990·0,97·0,99 = 8633 Вт.

Определениекрутящих моментов на валах.

Крутящий момент набыстроходном валу редуктора

Т1= Р1/w1 = 9362 / 149,7= 62,54 Нм;

На промежуточном валуредуктора

Т23 = Т1·U12·h12 = 62,54·4,5·0,97= 272,98 Нм;

На тихоходном валуредуктора

Т4 = Т23·U34·h34·hп = 272,98·2,8·0,97·0,99 = 734 Нм.

Результаты расчета сводимв таблицу

Таблица2.1 Основныепараметры передачи 1-2

Индекс передачи

Передаточное

число

Индекс

вала

Частота

вращения,

об/мин

Угловая

скорость,

с-1

Мощность,

Вт

Крутящий

момент,

Нм

/> 1-2

U12=4,5

n1=1430

ω1=149,7

Р1=9362

Т1=62,54

/> 2-3

n23=317,8

ω23=33,3

Р23=8990

Т23=272,98

/> 3-4

U34=2,8

/> 4

n4=113,5

ω4=11,9

Р4=8633

Т4=734

/>
3 Расчетмеханических передач/>/>/>/>/>3.1 Расчет передачи 1-2.

Рис. 3.1 Эскиз зубчатогозацепления

Выбор материала зубчатыхколёс.

Для колеса и шестернипринимаем сталь 40Х [2]. Потому что передачи со стальными зубчатыми колесамиимеют минимальную массу и габариты

Принимаем: Твердость дляшестерни: НВ=262;

Твердость для колеса: НВ=235.

Термическая обработка –улучшение. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и неподвержены хрупкому разрушению.

Определение допускаемыхнапряжений.

Определение допускаемыхконтактных напряжений.

В соответствии с ГОСТ21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

/>, (3.1)

где /> - предел контактнойвыносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов переменынапряжений, Н/мм2;

Sн — коэффициент безопасности. Длязубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение,объёмная закалка) материала Sн=1,1.

/>, (3.2)

где /> — предел контактнойвыносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменынапряжений, Н/мм2;

/> — коэффициент долговечности.

Принимаем /> по табл.4.1 /4.стр.14/.

/>Н/мм2;

/> Н/мм2.

/> — базовое число циклов переменынапряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

/> (3.3)

/>;

/> — эквивалентное число циклов переменынапряжений. Для ступенчатой нагрузки

/>, (3.4)

n – частота вращения рассчитываемогоколеса, 1/мин;

с — число вхождений взацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

/> - максимальный из длительнодействующих моментов;

Ti – момент действующий в i-ое время;

ti – время действия i-го момента; ti<sub/>определяется в долях от суммарноговремени /> работы передачи согласнографику нагрузки.

/>, (3.5)

/> - срок службы передачи, годы;

/> — коэффициент суточногоиспользования;

/> — коэффициент годового использования.

/> ,

Для постоянной нагрузки

/>,

где с=1 – число вхожденийв зацепление зуба рассчитываемого за один его оборот.

/>;

/>.

/>, (3.6)

При /> для переменной нагрузкипринимают />=1. В остальных случаях />2,4.

/>.

Принимаем />;

/>.

Принимаем />;

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

В качестве расчетных /> для прямозубыхцилиндрических колес при наибольшей (20-30НВ) разности твердости поверхностипринимается меньшее значение.

Принимаем />МПа.

Определение допускаемыхзначений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

/>, (3.7)

где /> - предел выносливостизубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов переменынапряжений, Н/мм2;

SF<sub/>- коэффициент безопасности.

/>, (3.8)

/> — предел выносливости при изгибе,соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2.

/>-коэффициент долговечности

По 4.2.2. /4.стр.16/принимаем

/>, (3.9)

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

/>, (3.10)

Для зубчатых колёс ствёрдостью /> и зубчатых колёс сошлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости mF=6.

При /> принимается />.

/> - базовое число циклов переменынапряжений;

/>, (3.11)

/> - эквивалентное число цикловперемены напряжений;

/>, (3.12)

/>;

/>.

Принимаем />;

/>.

Принимаем />;

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

Определение допускаемыхпредельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность помаксимальным нагрузкам.

/> (3.13)

— допускаемое предельноенапряжение при расчете на контактную прочность,

где /> - предел текучестиматериала при растяжении, Н/мм2.

/> Н/мм2.

/> — допускаемое напряжение при расчете на изгибнуюпрочность,

где /> - предельное значениенапряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;

/> — коэффициент безопасности.

/>; (3.14)

/> /4.стр.19/

/> Н/мм2;

/> Н/мм2.

/> Н/мм2;

/>Н/мм2.

Определение коэффициентовнагрузки.

Коэффициенты нагрузкинаходятся по следующим зависимостям:

/>; (3.15)

/>, (3.16)

где />, /> - коэффициенты,учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширинезубчатого венца) при расчете

по контактным и изгибнымнапряжениям соответственно;

/>, /> -динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчетепо контактным и изгибным напряжениям соответственно.

Коэффициент концентрациинагрузки.

По ГОСТ 21354-75установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор.Для передачи 1-2 принимаем схему 1. Для выбора коэффициентов принимаем параметр/>. />

Тогда из графиков,ориентируясь по рисунку 5.1. /1.стр.22/ при /> и/>, определяем значениякоэффициентов концентрации нагрузки.

/>; />.

Динамическиекоэффициенты.

Значения коэффициентов /> и /> выбирают в зависимости отокружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.

Окружную скоростьопределяем по формуле 5.4 /1.стр.23/:

/>, (3.18)

где /> — частота вращения шестернирассчитываемой пары колёс, 1/мин;

/> — вспомогательный коэффициент;

/> — момент на колесе рассчитываемойпары, Нм;

/> - коэффициент ширины зубчатоговенца.

По табл.5.1. /1.стр.23/ принимаем/>;

По табл.6.4. /1.стр.31/ принимаем/>.

/>м/с;

По табл.5.2 /1.стр.24/принимаем для передачи 1-2 8-ю степень точности.

Коэффициент /> принимаем по табл.5.3/1.стр.25/,

/> .

Коэффициент /> принимаем по табл.5.4 /1.стр.26/,

/>.

/>;

/>.

Геометрические параметры.

Предварительное значениемежосевого расстояния.

Межосевое расстояниеопределяем по формуле (1.2) /1.стр.4/:

/>, мм (3.19)

где /> — момент крутящий наколесе, Н мм;

/> — коэффициент нагрузки;

/> — допускаемое контактное напряжение,Н/мм2;

/> — передаточное число рассчитываемойпередачи;

Принимаем />мм.

Модуль зацепления.

Модуль в зацеплениипрямозубых цилиндрических колес определяется из следующего эмпирическогосоотношения:

/>, (3.20)

Зависимость (3.20) неявляется теоретически точной. При её использовании следует руководствоватьсяследующими соображениями: при твердости поверхности зубьев Н<HB 350 берется нижнее значениеуказанного интервала.

/>.

Полученное значениемодуля округляем до стандартного.

Принимаем />.

Числа зубьев зубчатыхколес.

Суммарное число зубьевопределяем по формуле (6.2) /1.стр.29/:

/> , (3.21)

/>,

Число зубьев шестерни:

/>;

Принимаем />.

Число зубьев колеса:

/>.

Уточняем значение

/>.

Геометрические размерыпередачи.

Ширина зубчатого венцаколеса:

/>мм.

Ширина зубчатого венцашестерни:

/>мм.

Диаметры делительныхокружностей:

/>мм;

/>мм.

Проверим межосевоерасстояние:

/>мм.

Диаметры окружностейвершин:

/>мм;

/>мм.

Диаметры окружностейвпадин:

/>мм;

/>мм.

Проверочный расчет.

Проверочный расчет поконтактным напряжениям.

/>, (3.22)

В зависимость (3.23)момент />подставляется в Н м, вселинейные величины в мм.

391<442Н/мм2.

Проверочный расчет понапряжениям изгиба.

Предварительно определимкоэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл.6.4 /1.стр.30/ взависимости от числа зубьев колес.

Принимаем />,/>.

Проверочный расчет понапряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

/>, (3.23)

/>Н/мм2;

/>Н/мм2

Проверочный расчет пократковременным перегрузкам.

/>, (3.24)

/>, (3.25)

/>,

/>.

Силы, действующие взацеплении.

/> - окружная сила, (3.28)

/> - радиальная сила, (3.29)

/> Н;

/>Н.

Таблица 3.1 Результаты расчета для передачи 1-2Рассчитываемый параметр Обозначение Размерность Численное значение 1. Межосевое расстояние

a12

мм 120 2. Число зубьев шестерни

мм 55 3. Число зубьев колеса

мм 247 4. Модуль зацепления m мм 1,25 5. Диаметр делительной окружности шестерни

мм 68,75 6. Диаметр делительной окружности колеса

мм 308,75 7. Диаметр окружности выступов шестерни

da1

мм 71,25 8. Диаметр окружности выступов колеса

da2

мм 306,25 9. Диаметр окружности впадин шестерни

df1

мм 65,625 10. Диаметр окружности впадин колеса

df2

мм 311,875 11. Ширина зубчатого венца шестерни

мм 47 12. Ширина зубчатого венца колеса

мм 42 13. Степень точности передачи - - 8-я 14. Окружная сила в зацеплении

Н 1825,5 15. Радиальная сила в зацеплении

Н 664,4 3.2 Расчет цепной передачи 3-4

Таблица 3.2 Исходныеданные для расчета

Исходный параметр и обозначение Численное значение и размерность Источник, применение

Вращающий момент на валу ведущей звездочки Т3

Нм 272,98

Мощность, передаваемая ведущей звездочкой Р3

кВт 8,99

Частота вращения ведущей звездочки n3

об/мин 317,8

Передаточное число u34

- 2,8

Срок службы Lh

ч 19710

Условия эксплуатации:

-угол наклона линии центров звездочек к горизонту ψ

-режим работы(число смен) Сом

-характер передаваемой нагрузки

-предполагаемый способ регулировки натяжения цепи (наличие натяжного устройства)

Равномерная

Натяжное устройство не предусмотрено

Число зубьев ведущейзвездочки

/> (3.30)

/>,

принимаем />.

Число зубьев ведомойзвездочки

/> (3.31)

где /> - предельное допустимоеувеличение шага по износу шарниров />=3% при Lh/> ч.

/>.

Фактическое передаточноечисло

/>.

Коэффициент эксплуатации

Коэффициентомэксплуатации Кэ учитываются условия работы приводной цепи, влияющиена интенсивность изнашивания шарниров и соответственно, срок службы цепи. Егопредставляют в виде произведения частных коэффициентов:

/>, (3.32)

где /> - коэффициент динамическойнагрузки, отражающий влияние характера передаваемой нагрузки на износ шарниров,принимаем для спокойной нагрузки />=1; /> - коэффициент влияниядлины цепи или межосевого расстояния, />=1(так как следует принять />),

/> - учитывает влияние наклона цепи,при наклоне 60 градусов принимают

/>;

/> — принимают в зависимости от способарегулирования натяжения цепи: при нерегулируемом межосевом расстоянии />=1,25;

/> - отражает влияние температурыокружающей среды, в которой работает цепная передача, при температуре менее 1500Спринимаем />,

/> - учитывает режим работы передачиили число смен, при односменной работе />,/> - коэффициент, учитывающийвлияние характера смазывания цепи.

Скорость цепи

/>, (3.33)

где /> - числовой коэффициент,выбираемый по частоте вращения ведущей звездочки, при n3=317,8 об/мин с=1,6.

/>м/с.

При регулярной капельнойсмазке />=1.

/>.

Расчетный шаг цепи

/>, (3.34)

где /> — допускаемое давление вшарнирах цепи, Н/мм2, m –число рядов цепи, принимаем m=1.

приближенно находим шагцепи

/>мм,

принимаем

/>18,9 Н/мм2

/>мм.

Принимаем />мм.

Принимаем цепь ПР – 31,75– 89 ГОСТ 13568-97.

Допускаемая частотавращения для цепи с шагом />мм равна/>, условие /> выполняется т.к. />

Средняя скорость цепи

/>.

Предварительное межосевоерасстояние

Оптимальное межосевоерасстояние

/>мм.

Минимальное межосевоерасстояние

/>, (3.35)

где />мм,

/>мм,

где />= 0,555 при

/>мм.

Число звеньев цепи

/>/>.

Уточненное межосевоерасстояние

Для свободного провисанияцепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,004 т.е.1581,9×0,004=6,3мм, следовательно />.

Длина цепи />мм.

Окружная сила

/>.

Условие износостойкостишарниров цепи

/>; (3.36)

где /> - проекция опорнойповерхности шарнира.

По таблице 7.18/6стр.150/ допускаемое давление />,условие /> выполняется.

Проверочный расчет настатическую прочность

Статическую прочностьцепи на разрыв оценивают по условию:

/>, (3.37)

где /> - условный коэффициентзапаса прочности, /> - разрушающаянагрузка проверяемой цепи; /> -максимальное натяжение наиболее нагруженной ветви цепи.

/>, (3.38)

/> - натяжение ветви от действия силытяжести; /> - натяжение от действияцентробежных сил.

/>,

где /> - коэффициент, учитывающийпровисание цепи, в зависимости от угла наклона линии центров звездочек,

q=3,8кг – масса одного метра цепи.

/>Н.

/> - нормативный коэффициент запасапрочности, />

/>.

Нагрузка на валы цепнойпередачи

/>Н,

где /> - коэффициент, учитывающийрасположение передачи в пространстве, при угле ψ=600.

Проектирование звездочек

Основные зависимости длярасчета параметров профиля зубьев звездочек (ГОСТ 591-69)

Таблица 3.3Основные зависимости для расчета зубьев звездочек

Параметр Исходные данные и расчетная формула Шаг цепи

Диаметр ролика (втулки) цепи

Геометрическая характеристика зацепления

Число зубьев звездочки

/>,/>

Диаметр делительной окружности

/>мм

Диаметр окружности выступов

Коэффициент высоты зуба К К=0,555 Радиус впадин

Диаметр окружности впадин

Смещение центров

/>мм

Наибольшая хорда

Определение размеровзубьев и венцов звездочек в поперечном сечении (ГОСТ 591-69)

Таблица 3.4 Определениеразмеров зубьев и венцов звездочек в поперечном сечении.

Параметр Исходные данные и расчетная формула Диаметр ролика (втулки) цепи

/>мм

Высота (ширина) пластины цепи

Расстояние между внутренними пластинами цепи

Радиус закругления зуба (наименьший)

/>мм

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

Диаметр обода (наибольший)

Радиус закругления

Ширина зуба звездочки

Смещение центров

/>мм

Наибольшая хорда

/>/>/>/>/>4. Ориентировочныйрасчет валов и выбор подшипников

4.1Ориентировочный расчет валов

Рис. 4.1 Эскиз валашестерни

/>/>/>/>/>4.1.1 Расчет быстроходного (входного) вала редуктора(1).

Размеры отдельныхучастков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1):

/>; (4.1)

/>; (4.2)

/>. (4.3)

где /> - вращающий момент набыстроходном валу;

/> - радиус скруглений подшипника;

/> — высота заплечника цилиндрическогоконца вала;

значения />, /> принимаем /2.стр.46 /

/>.

Для соединения валаэлектродвигателя и входного вала редуктора принимаем муфту упругуювтулочно-пальцевую. Принимаем значение диаметра вала равное стандартномудиаметру вала под ступицу полумуфты МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21424-93.

принимаем />мм.

принимаем />=2,5мм; />=3,5мм.

принимаем />мм.

/>,

принимаем />.

/>/>/>/>/>4.1.2 Расчет вала редуктора (2-3)

Рис. 4.2 Эскиз тихоходноговала

Размеры отдельныхучастков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1):

/>; (4.1)

/>; (4.2)

/> (4.3)

/> (4.4)

где /> - вращающий момент на валу2-3;

/> - радиус скруглений подшипника;

/> — высота заплечника цилиндрическогоконца вала; f – размер фаски колеса.

значения />, /> ,f принимаем /2.стр.46 /

/>.

принимаем />=3мм; />=4мм.

принимаем />мм.

/>.

принимаем />мм,

/>.

4.2 Выбор подшипников

Принимаем радиальныешариковые однорядные подшипники легкой и средней серии. Так как цилиндрические прямозубыеколеса не создают осевых нагрузок.

Рис. 4.3 Эскиз подшипникакачения

Таблица 4.1. Основныепараметры подшипников качения

Вал Подшипник d D B

Сr, кН

C0r, кН

1 7308А 40 90 23 80,9 56,0 2-3 211 55 120 29 71,5 41,5

На валу 1 принимаемстакан [2]

Рис. 4.4 Эскиз стакана

Внешний диаметрподшипника D=80мм.

Толщина стенкиδ=8мм, тогда Da= D+2δ=80+2·8=96мм.

Толщина фланца δ1=1,2·8=9,6мм.

Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4.

Диаметр фланца Dф= Da+4d=96+4·8=128мм

Крышки подшипников

/> />

Рис. 4.5 Эскизы крышекподшипников

Вал 1

Внешний диаметрподшипника D=80мм.

Толщина стенкиδ=6мм.

Толщина фланца δ1=1,2·6=7,2мм.

Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4.

Диаметр фланца принимаемравным диаметру фланца стакана Dф= 128мм

Вал 2

Внешний диаметрподшипника D=100мм.

Толщина стенкиδ=7мм.

Толщина фланца δ1=1,2·7=7,4мм.

Диаметр болтов d=10мм, количество болтов z=6.

Диаметр фланца Dф= Da+4d=100+4·10=140мм

5. Конструктивныеразмеры зубчатых колес

Диаметр ступицы />, длину ступицы />, толщину обода S и толщину диска С принимаем поформуле:

/>; />;/>;

/>; />мм,/2.стр.64/.

где d – диаметр посадочного отверстия;

m – модуль зацепления;

b – ширина зубчатого венца.

В данном редукторе шестерня1 выполняются заодно с валом (вал – шестерня), а колесо 2 выполнено отдельно инапрессовывается на вал. Качество (жесткость, точность и т. д.) вала – шестернивыше, а стоимость изготовления ниже.

Заготовки колес получаютковкой в двухсторонних штампах.

Шестерня 1.

/>мм;

/>мм.

Колесо 2.

Рис. 5.1 Эскиз колеса

/>мм

/>мм.

/>мм

Диаметр ступицы

/>мм;

Толщина обода

/>мм;

принимаем />мм;

Длина ступицы

/>мм;

Толщина диска

/>мм,

принимаем />мм

Размеры канавки

/>мм,

/>мм.

Звездочка 3

Рис.5.2 Эскиз звездочки

/>мм,

Диаметр вала под ступицей/>мм;

Диаметр ступицы

/>мм;

Длина ступицы по ГОСТ12080-66 />мм

6. Конструктивныеразмеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса икрышки редуктора:

/>мм

/> мм;

где /> - вращающий момент на(выходном) тихоходном валу, Нм,

принимаем /> мм.

Диаметр винта крепленияредуктора к плите (раме) /3/:

/>,

где />– межосевое расстояниетихоходной передачи редуктора. Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния /> (мм) тихоходной ступени: z=4 при />мм.

Принимаем z=4.

/>мм;

Принимаем />мм.

Для соединения крышки скорпусом используют болты с наружной шестигранной головкой.

Диаметр />(мм) винтов креплениякрышки:

у подшипников

/>; (6.1)

соединяющих основаниекорпуса с крышкой

/> (6.2)

/>мм; принимаем />мм.

7.Проверка долговечности подшипников/>/>/>/>/> 7.1 Пространственная схема механизма(см п.3.14) />/>/>/>/>7.2 Вал быстроходный Исходныепараметры: Fr1=<sub/>Fr2=861,5 H; Ft1=Fa2=410H; a=133,52мм;b=133,52мм; с=87мм.

Рисунок 7.1 — Расчетная схема вала

Опорные реакции вала.

Составляем уравнениямоментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOZ:

/>;

/>Н.

Проверка:

/>,

/>.

Проверка выполняется.

Плоскость XOZ:

/>;

/>Н.

/>;

/>Н .

Проверка:

/>,

/>.

Проверка выполняется.

Реакции от консольнойсилы.

Консольная сила />,

где /> - радиальная жесткостьмуфты при радиальном смещении валов, Н/мм; /> -радиальное смещение валов, мм.

Для упругой втулочно-пальцевой муфты />,

где /> - номинальный вращающиймомент муфты по каталогу.

/>Н/мм.

При нормальной точностимонтажа />=0,3…0,7мм, принимаем />=0,3мм.

/>Н.

/>;

/>Н.

/>;

/>Н .

Проверка:

/>,

/>.

Схема установкиподшипников – врастяжку.

Суммарные радиальныереакции опор:

/>Н;

Проверка долговечностиранее принятых (см. п. 4.2) подшипников.

Эквивалентнаядинамическая нагрузка для подшипников:

/>,

где /> - коэффициент вращения,при вращении внутреннего кольца подшипника V=1, /> - коэффициентбезопасности, принимаем />; /> - коэффициенттемпературного режима, при температуре менее 1000С />.

/>Н;

/>Н.

Так как подшипник опоры 2более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

Расчетныйскорректированный ресурс подшипника при /> (вероятностьбезотказной работы 90%, табл. 7.7 /1.стр.119/), /> (обычныеусловия применения, /1стр.119/).

/>ч.

Что меньше />, следовательно, подшипникине подходят.

Принимаем подшипник7308А, />.

Схема установкиподшипников – врастяжку.

Суммарные радиальныереакции опор:

/>Н;

где /> и /> - осевые составляющие отдействия радиальных сил.

Принимаем />, тогда из условияравновесия вала:

/>Н.

Проверка:

/>: />,условие выполняется.

Окончательно принимаем:

/>Н;

/>Н.

Рассматриваем подшипникопоры 1:

Отношение />, что больше />. Окончательно принимаемХ=0,4; Y=1,7.

Рассматриваем подшипникопоры 2:

Отношение />, что меньше />. Окончательно принимаемХ=1; Y=0.

Проверка долговечностиранее принятых (см. п. 4.2) подшипников.

Эквивалентнаядинамическая нагрузка для подшипников:

/>,

/>Н;

/>Н.

Так как подшипник опоры 2более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

/>ч.

Что больше />, следовательно, подшипникиподходят.

7.3 Вал тихоходный

Исходные параметры: Fr2=664,4H; Ft2=1825,5H; a=53мм; b=53мм; с=82мм; n23=317,8об/мин; tΣ=19710ч; Fвy=Fв·cosψ=2420·cos60=1210Н; Fвz=Fв·sinψ=2420·sin60=2096Н .

Рис. 7.4 — Расчетнаясхема вала

Опорные реакции вала.

Составляем уравнениямоментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOX:

/>;

/>Н.

/>;

/>/>Н.

Проверка:

/>.

Проверка выполняется.

Плоскость XOZ:

/>.

/>;

/>Н.

/>;

/>Н.

Проверка:

/>.

Проверка выполняется.

Схема установкиподшипников – враспор.

Суммарные радиальныереакции опор:

/>Н;

/>Н.

Проверка долговечностиранее принятых (см. п. 4.2.) подшипников 211:

Эквивалентнаядинамическая нагрузка для подшипников:

/>Н;

/>Н.

где /> — коэффициент безопасности /> по табл. 7.6 /3. стр.118/;

/> — температурный коэффициент,принимаем в зависимости от рабочей температуры ( для />/>).

Так как подшипник опоры 6более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.Расчетный скорректированный ресурсподшипника при /> (вероятностьбезотказной работы 90%, табл. 7.7 /3.стр.119/), /> (обычныеусловия применения, /3стр.119/),/> (шариковыйподшипник).

/>ч.

Что меньше />, следовательно, подшипникине подходят.

Принимаем подшипники 311./>.

/>ч.

Что больше />, следовательно, подшипникиподходят.

8. Проверкапрочности шпоночных соединений

Расчет проводим понапряжениям смятия:

/>, (8.1)

/> Н/мм2

где /> - вращающий момент, Н мм;

/> — диаметр вала, мм;

/> — глубина врезания шпонки в паз вала,мм;

/> — высота шпонки, мм;

/> - длина шпонки, мм;

/> — ширина шпонки, мм.

Размеры />, />, /> принимаем по табл.24.29/3.стр.432/.

Длину шпонки принимаем на8-10 мм меньше длины ступицы колеса.

Проверяем шпонку,передающую крутящий момент от муфты на вал 1:

Принимаем шпонку />ГОСТ 23360-78

/>.

Проверяем шпонку,передающую крутящий момент от колеса 2 на выходной вал:

Принимаем шпонку />ГОСТ 23360-78

Проверяем шпонку,передающую крутящий момент от вала 2 на звездочку:

Принимаем шпонку />ГОСТ 23360-78

9. Уточненный расчет валов

Материал валов: Ст 45, />МПа, />МПа, />МПа, />МПа, />МПа.

Опасное сечение вала:сечение А-А (под подшипником опоры 1).

Исходные данные: /> Н∙м- момент крученияна валу,

/>Н∙м – изгибающий момент.

Источник концентрациинапряжений: посадка подшипника с натягом.

Расчет на статическуюпрочность.

В расчете определяемнормальные />и касательные />напряжения врассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

/>; (9.1)

/>, (9.2)

где />

— суммарный изгибающиймомент, Нм;

— крутящий момент, Нм;

— осевая сила, Н;

/>и />-моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3;

/> — площадь поперечного сечения, мм2.

/>мм3;

/>Нм;

/>Н/мм2;

/> Н/мм2;

Частные коэффициентызапаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести /> и />материала):

/>;

/> - общий коэффициент запаса прочности;

/>.

Расчет на сопротивлениеусталости

/> — коэффициент запаса прочности,

где /> и /> — коэффициенты запаса понормальным и касательным напряжениям.

Напряжения в опасныхсечениях вычисляем по формулам:

/> ; (9.3)

/>, (9.4)

/> Н/мм2;

Пределы выносливости валав рассматриваемом сечении:

/>; (9.5)

/>, (9.6)

где /> и /> — пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.10.2/2.стр.185/);

/> и />-коэффициенты снижения предела выносливости.

/>; (9.7)

/>, (9.8)

где /> и /> — эффективные коэффициентыконцентрации напряжений /2/;

/> и />-коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения/2/;

/> и />-коэффициенты влияния качества поверхности /2/;

/> — коэффициент влияния поверхностногоупрочнения /2/.

/>, /> -для посадки с натягом,

/>, /> -т.к. вид механической обработки: шлифование,

/> - нет поверхностного упрочнения.

/>;

/> Н/мм2;

/>;

/>; (9.9)

где /> — коэффициентчувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;

/> - коэффициент чувствительности материала к асимметриицикла напряжений /2/;

/> - среднее напряжение цикла />.

/>.

9.2 Вал тихоходный

Рис. 9.2 Расчетная схемавала

Опасное сечение вала:сечение Б-Б (под подшипником опоры 2).

Исходные данные: /> Н∙м- момент крученияна валу,

/>Н∙м – изгибающий момент.

Источник концентрациинапряжений: посадка подшипника с натягом.

Расчет на статическуюпрочность.

/>; (9.10)

/>, (9.11)

где />

— суммарный изгибающиймомент, Нм;

/> —

крутящий момент, Нм;

— осевая сила, Н;

/>и />-моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3;

/> — площадь поперечного сечения, мм2.

/>мм3;

/>Нм;

/>Н/мм2;

/> Н/мм2;

/>;

- общий коэффициентзапаса прочности;

/>.

Расчет на сопротивлениеусталости

/> — коэффициент запаса прочности,

где /> и /> — коэффициенты запаса понормальным и касательным напряжениям.

Напряжения в опасныхсечениях вычисляем по формулам:

/> ; (9.12)

/>, (9.13)

/> Н/мм2;

Пределы выносливости валав рассматриваемом сечении:

/>; (9.14)

/>, (9.15)

где /> и /> — пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.10.2/2.стр.185/);

/> и />-коэффициенты снижения предела выносливости.

/>; (9.16)

/>, (9.17)

где /> и /> — эффективные коэффициентыконцентрации напряжений /2/;

/> и />-коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения/2/;

/> и />-коэффициенты влияния качества поверхности /2/;

/> — коэффициент влияния поверхностногоупрочнения /2/.

/>, /> -для посадки с натягом,

/>, /> -т.к. вид механической обработки: шлифование,

/> - нет поверхностного упрочнения.

/>;

/> Н/мм2;

/>;

/>; (9.18)

где /> — коэффициентчувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;

/> - коэффициент чувствительности материала к асимметриицикла напряжений /2/;

/> - среднее напряжение цикла />.

/>.

10. Выборсоединительных муфт

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую:

МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ21424-93

Таблица 10 — Основные размеры муфты, мм.

Тип

муфты

d l D L упругая втулочно-пальцевая 38 58 140 121 32 58
11. Выбор смазки

Зацепления смазываютсяокунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса, до погруженияколеса передачи.

По /2.стр.200/ выбираемвязкость 28 мм2/с при скорости V=3,7м/с

По /2.стр.200/ принимаеммасло И-Г-А-32.

/>/>/>/>/>12. Выбор посадок деталей редуктора

Посадки элементов передачна валы — />, что по СТ СЭВ 144-75

Шейки валов под подшипниквыполняем с отклонением />.

Отклонения отверстий подподшипниковые крышки />и стакан /> .

Посадки муфт на валыредуктора -/>.

13. Сборка и регулировка Сборку производим в таком порядке: на валы насаживаемзубчатое колесо, упорную втулку и подшипники. Валы устанавливаем в основаниекорпуса, устанавливаем крышки подшипников. Смазываем поверхность соединениякрышки и основания корпуса уплотнительной пастой типа Герметик. Устанавливаемкрышку корпуса, закручиваем болты, сливную пробку, маслоуказатель, заливаеммасло, устанавливаем крышку смотрового окна и затягиваем болты крышкисмотрового болта. Производим регулировку подшипников, на валу 1 с помощьюгайки, на валу 2-3 с помощью регулировочных прокладок.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При работе над курсовымпроектом были закреплены знания методик расчета типовых деталей машин общегоназначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора иконструировании его деталей.

Был выбранэлектродвигатель. При разбивке передаточного отношения редуктора были учтенырекомендации /1/.Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ2885-76 и 12289-76.

Проектный расчет зубчатыхпередач выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев.После определения размеров передач приведены проверочные расчеты по критериюконтактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Всеусловия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопросоптимального размещения зубчатых передач в корпусе редуктора, определены схемыустановки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников навалах. Были определены способ изготовления и размеры элементов корпусаредуктора.

Выбранные подшипникипроверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамическойгрузоподъемности.

Шпоночные соединенияпроверены на прочность по напряжениям смятия. Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию иформе концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность(выносливость) для наиболее опасных сечений валов.

Решены вопросы смазкипередач редуктора и подшипников.

Для соединения вала редукторас валом тяговой звездочки выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующиепогрешности монтажа агрегатов. Полученнаяконструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям,предъявляемым к механизмам данного типа.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХИСТОЧНИКОВ

1. Расчёт зубчатых передач: Методические указания покурсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. – Хабаровск:издательство ХГТУ, 1985. – 36с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов идеталей машин. – М.: Высшая школа, 2003 – 496с., ил.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталеймашин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.– 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.

еще рефераты

Еще работы по промышленности, производству

Реферат по промышленности, производству

Проект ленточного конвейера

25 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Проектирование аппарата для очистки сточных вод от фенола и нефтепродуктов

25 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Проектирование аппарата, нагруженного внутренним и наружным давлением

25 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

25 Июня 2015