Реферат: Разработка привода ленточного транспортера

Введение

В данном проекте разрабатывается привод ленточного транспортёра.Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа).

Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатогоредуктора и соединительных муфт.

Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент и приводит редукторв движение.

Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическую передачу. Вредукторе использованы прямозубые колёса, что упрощает изготовление деталейпередачи.

Редуктор служит для уменьшения числа оборотов и увеличениявращающих моментов.

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используютсямуфты.

Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.

Выпуск предусматривается крупносерийный.


1. Кинематический расчет

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частотевращения. Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, аего частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определим требуемую мощность транспортёра:

Рвых = F · v = 18 · 103 · 0,65 = 11700 Вт = 11,7 кВт

Для определения требуемой мощности привода определим КПД привода.Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1. КПД отдельных элементовпривода:

КПД подшипникового узла                   ηnn =0.99

КПД цилиндрической передачи             ηц = 0.96

КПД муфты Общий КПД                       ηм = 0.98

Общий КПД привода:

ηnр = ηц2· ηм2·ηп3 = 0,982·0,962·0,993= 0,859

Требуемая мощность двигателя:

/>= 13,6 кВт

По таблице подбираем электродвигатели с мощностью большей илиравной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазные общепромышленногоприменения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены для продолжительногорежима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходят четыреварианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт и различнойчастотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 1

Таблица.1

Вариант Тип двигателя Номинальная мощность, кВт Частота вращения, об/мин синхронная номинальная 1 4АМ160S2 15 3000 2940 2 4АМ160S4 15 1500 1465 3 4АМ160M6 15 1000 975 4 4АМ180M8 15 750 730

Для окончательного выбора типоразмера двигателя определимрекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чегоопределим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное числопривода. Частота вращения вала барабана:

/>

Минимально-допустимая частота вращения вала электродвигателя:

nдвmin=nвых·uпрmin=41,4·4=165,6 об/мин

Максимально допустимая частота вращения вала электродвигателя:

nдвmax=nвых·uпрmax=41,4·31,3=1295,82 об/мин

Передаточное число передачи при 1 модели:          и1=2940/41,4 =71,01

Передаточное число передачи при 2 модели:          и2=1465/41,4 =35,38

Передаточное число передачи при 3 модели:          и3=975/41,4 =23,55

Передаточное число передачи при 4 модели:          и4=730/41,4 =17,6

Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе:

/>

Таблица 1

Модель двигателя Передаточное число 4АМ160S2 71,01 4АМ160S4 35,38 4АМ160M6 23,25 4АМ180M8 17,6

Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1 выбираемокончательный вариант электродвигателя.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/мин неподходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/мин неподходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/минподходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/минподходит по результатам расчёта.

Принимаем двигатель 4АМ180M8 с синхронной частотойвращения 750 об/мин.

Предварительное передаточное число тихоходного вала редуктора:

/>

Предварительное передаточное число быстроходного вала редуктора:

/>

Частота вращения вала барабана:

/>

Угловая скорость вала электродвигателя:

/>

Угловая скорость быстроходного вала редуктора:

/>

Угловаяскорость промежуточного вала редуктора:

/>

Угловаяскорость тихоходного вала редуктора:

/>

Угловаяскорость вала барабана:

/>

Мощность на валу электродвигателя:


Pдв= 13,6 кВт

Мощность на быстроходном валу редуктора:

Pб.=Рдв·ηм ·ηп = 13,6·0,98·0,99 =13,2 кВт

Мощность на промежуточном валу редуктора:

Рпр.в.=Pб ·ηц= 13,2·0,96=12,54 кВт

Мощность на тихоходном валу редуктора:

Рm=Pпр.в. ·ηц ·ηп= 12,54·0,96·0,99=11,92кВт

Мощность на валу барабана:

Ро=Pт ·ηм=11,92·0,98=11,7 кВт

Вращающий момент на валу электродвигателя:

/>

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

/>

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

/>

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

/>

Вращающий момент на валу барабана:

/>

Результаты кинематического и энергетического расчёта представленыв таблице 2.

Таблица 2

Вал Частота вращения, об/мин

Угловая скорость, с-1

Мощность,  кВт Вращающий момент, Нм Вал двигателя 730 76.4 13,6 178,01 Быстроходный вал редуктора 730 76,4 13,2 172,77 Промежуточный вал редуктора 153,4 16,05 12,54 781,3 Тихоходный вал редуктора 41,5 4,34 11,92 2746,54 Вал рабочего органа машины 41,4 4,33 11,7 2702,07

2. Расчёт цилиндрической передачи

2.1 Выбор материала и термообработки

Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1. Для шестернипринимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдостьсердцевины и поверхности 48 – 53 HRC, примем 50 HRC.

Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение изакалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 – 50 HRC, примем 47,5 HRC.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность.

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]Н= σНlim<sub/>•ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1 / 1,2=875МПа

Предел контактной выносливости

[σ]Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

ZN=/>=1 при условии 1 ≤ZN<sub/>≤ Z<sub/>N<sub/>max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107=30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730• 1 • 14400=63 • 107


Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

ZV=1

V=/>/>1,5 м/с

/>=/>=114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

SH=1,2

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]Н= σНlim<sub/>•ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1 /1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]Н1lim=17HRCcp+200=17•47,5+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

ZN=/>=1 при условии 1 ≤ZN<sub/>≤ ZN<sub/>max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107=30 • 4402.4 = 6,6• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730• 1 • 14400=63 • 107


Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

ZV=1

V=/>/>0,3 м/с

/>=/>=114 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

SH=1,2

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]Н= σНlim<sub/>•ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1 /1,2=875 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа

Коэффициент долговечности

ZN=/>=1 при условии 1 ≤ZN<sub/>≤ Z<sub/>N<sub/>max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107=30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 153,4• 1 • 14400=13 • 107


Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

ZV=1

V=/>/>0,57 м/с

/>=/>=167 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

SH=1,2

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[σ]Н= σНlim<sub/>•ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1 /1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[σ]Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

ZN=/>=1 при условии 1 ≤ZN<sub/>≤ Z<sub/>N<sub/>max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107=30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 •41,5 • 1 • 14400=3,5 • 107

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

ZV=1

V=/>/>0,15 м/с

/>=/>=167 мм

Коэффициент учитывающий запас прочности

SH=1,2

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]F1= σ<sub/>Flim<sub/>• YN<sub/>• YR<sub/>• YA<sub/>/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382МПа

Предел выносливости

σ<sub/>Flim=650 МПа – принимаем


Коэффициент долговечности

YN=/>=1 при условии 1 ≤ YN<sub/>≤ Y<sub/>N<sub/>max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

NFG=4 • 106 число циклов

NК=6,3• 108

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости YR=1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА=1, при одностороннемприложении

Коэффициент запаса прочности SF=1,7

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]F2= σ<sub/>Flim<sub/>• YN<sub/>• YR<sub/>• YA<sub/>/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382МПа

Предел выносливости σ<sub/>Flim=650 МПа – принимаем

Коэффициент долговечности

YN=/>=1 при условии 1 ≤ YN<sub/>≤ Y<sub/>N<sub/>max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

NFG=4 • 106 число циклов

NК=1,3• 108


При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости YR=1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА=1, при одностороннемприложении

Коэффициент запаса прочности SF=1,7

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]F1= σ<sub/>Flim<sub/>• YN<sub/>• YR<sub/>• YA<sub/>/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382МПа

Предел выносливости σ<sub/>Flim=650 МПа – принимаем

Коэффициент долговечности

YN=/>=1 при условии 1 ≤ YN<sub/>≤ Y<sub/>N<sub/>max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости YR=1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА=1, при одностороннемприложении

Коэффициент запаса прочности SF=1,7

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]F2= σ<sub/>Flim<sub/>• YN<sub/>• YR<sub/>• YA<sub/>/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382МПа

Предел выносливости σ<sub/>Flim=650 МПа – принимаем

Коэффициент долговечности


YN=/>=1 при условии 1 ≤ YN<sub/>≤ Y<sub/>N<sub/>max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости YR=1

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА=1, при одностороннемприложении

Коэффициент запаса прочности SF=1,7

2.4. Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

Быстроходная ступень

/>

принимаем aw = 180 мм

где Ka = 450 – коэффициент межосевого расстояния для косозубыхколёс;

КН= КНV· КНβ·КНα=1,09 · 1,25 ·1,162=1,583

КНV=1,09 – принимается по таблице

КHβ = 1+( КHβ0-1) · КHW = 1+(1,28 — 1) · 0,9 =1,25– коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;

КHW=0,9

ψBd=0,5 ψBа(UБ + 1)=0,5 · 0,25(4,76 + 1)=0,72

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα — 1) · КHW=1 + (1,18 — 1)0,9 =1,162

К0Нα=1 + 0,06(nст — 5)=1 + 0,06(8 — 5)=1,18

Т2=172,77 Н·м

UБ = 4,76

ψвa= 0,25 – коэффициент ширины колеса при несимметричном расположении

Тихоходная ступень

/>

принимаем aw = 250мм

где Ka = 450 – коэффициент межосевого расстояния для косозубыхколёс;

КН= КНV· КНβ·КНα=1,03 · 1,18 ·1,11=1,34

         КНV=1,03 – принимается потаблице

         КHβ = 1+( КHβ0-1) · КHW = 1+(1,28 — 1) · 0,63=1,18 – коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;

КHW=0,63

ψBd=0,5 ψBа(UБ + 1)=0,5 · 0,315(3,69 + 1)=0,74

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα — 1) · КHW=1 + (1,18 — 1)0,63 = 1,18

К0Нα=1 + 0,06(nст — 5)=1 + 0,06(8 — 5)=1,18

Т2=781,3 Н·м

UБ = 3,69

ψвa= 0,315

 – коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении


Предварительные размеры колес:

Делительный диаметр быстроходного колеса

d2=2·awu/(u+1)=2·180·4,76/(4,76+1) = 297,5 мм

Ширина быстроходного колеса:

b2 = ψa·aw=0,25·180=45 мм

Делительный диаметр тихоходного колеса

d2=2·awu/(u+1)=2·250·3,69/(3,69+1) = 363,39 мм

Ширина тихоходного колеса:

b2 = ψa·aw=0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм

Модули передач:

Быстроходная ступень:

/>

/>

Km = 3,4. 103– коэффициент модуля;

KF = KFV. KFβ. KFα=1,09. 0,188.1,18 =0,24– коэффициент нагрузки;

KFV=1,09 принимается по таблице

KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18. 0,82.1,28=0,188

KFα= KHα°=1,18

принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.

Тихоходная ступень:

/>

/>

Km = 3,4. 103– коэффициент модуля;

KF = KFV. KFβ. KFα=1,03. 0,188.1,18 = 0,23– коэффициент нагрузки;

KFV=1,03 принимается по таблице

KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18. 0,82.1,28=0,188

KFα= KHα°=1,18

принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

Быстроходная ступень:

zΣ=2·aw/m=2·180/3=120

Принимаем zΣ=120.

Тихоходная ступень:

zΣ=2·aw/m=2·250/5=100

Принимаем zΣ=100.

Число зубьев шестерни и колеса:

Быстроходная ступень:

Шестерня:

z1= zΣ<sub/>/(u+1)=120/(4,76+1)=20


Колесо:

z2= zΣ — z1=120-20=100

Тихоходная ступень:

Шестерня:

z1= zΣ<sub/>/(u+1)=100/(3,69+1)=21

Колесо:

z2= zΣ — z1=100-21=79

Фактическое передаточное число:

Быстроходная ступень:

uф= z2/ z1=100/20=5

Тихоходная ступень:

uф= z2/ z1=79/21=3,76

Отклонение от заданного передаточного числа:

Быстроходная ступень:

/>

3,76 % — такое расхождение допускается.

Тихоходная ступень:


/>

2,69 % — такое расхождение допускается.

Диаметры колес:

Быстроходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m=20· 3 = 60 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2аw — d1=2 · 180 — 60=300 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66 мм

dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1 — 2 · 1,25 · m=60 — 2 · 1,25 ·3 =52,5мм

df2= d2 — 2 · 1,25 · m =300 — 2 · 1,25 ·3 =292,5мм

Ширина шестерни:

b1= b2 · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм


Окружная скорость колеса:

/>

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены втаблице 3.

Таблица 3

Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм)

Ширина

(мм)

Шестерня 3 180 100 60 48 Колесо 20 300 45

Тихоходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m=21 · 5 = 105 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2аw — d1=2 · 250 — 105=395 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм

dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1 — 2 · 1,25 · m=105 — 2 · 1,25 ·5 =92,5мм

df2= d2 — 2 · 1,25 · m =395 — 2 · 1,25 ·5=382,5 мм

Ширина шестерни:

b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм

Окружная скорость колеса:

/>

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены втаблице 4.

Таблица 4

Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм)

Ширина

(мм)

Шестерня 5 250 21 105 86 Колесо 79 395 80

2.5. Определение сил в зацеплении.

Быстроходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

/>

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H


где α = 20º — стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 5.

Таблица 5

Окружная сила (Н) Радиальная сила (Н) Осевая сила (Н) 5759 2096

Тихоходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

/>

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H

де α = 20º — стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 6

Таблица 6

Окружная сила (Н) Радиальная сила(Н) Осевая сила (Н) 14881 5416

2.6. Проверочный расчёт передачи на контактную усталостнуюпрочность.

Быстроходная ступень:

/>


ZБ=9600 МПа1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

Тихоходная ступень:

/>

ZБ=9600 МПа1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

2.7 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 ·1/45 · 3=36,7 ≤ [σ]F2

где YFS2=3,59 – коэффициент учитывающий форму зуба иконцентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

KF = KFV. KFβ. KFα=1,09. 0,188.1,18 =0,24– коэффициент нагрузки

Yβ =1 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Yε= 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:


σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 =41,7 ≤ [σ]F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно,изгибная прочность шестерниобеспечена.

Тихоходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 ·1/80 · 5=30,8 ≤ [σ]F2

где YFS2=0,23 – коэффициент учитывающий форму зуба иконцентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

KF = KFV. KFβ. KFα=1,03. 0,188.1,18 = 0,23– коэффициент нагрузки

Yβ =1 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Yε= 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9≤ [σ]F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно,изгибная прочность шестерниобеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.7

Таблица 7

Расчётные напряжения Допускаемые напряжения Быстроходная ступень Расчёт на контактную усталостную прочность 864 875 Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 41,7 382 Колесо 36,7 382 Тихоходная ступень Расчёт на контактную усталостную прочность 722 875 Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 34,9 382 Колесо 30,8 382

3. Предварительный расчёт валов

3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

         Для шестерни ранее принят материал — сталь 40Х.

         Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

         Механические характеристики улучшенной стали 40Х

         Предел прочности σв = 800 МПа.

         Предел текучести σТ = 640 МПа.

         Допускаемые напряжения при расчёте на статическуюпрочность при коэффициенте запаса n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.

3.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

Диаметр выходного конца вала:

/>

принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции.         Диаметр вала под подшипник:

dn=d+2tкон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм

где tкон = 2,3 мм, принимаем стандартное значение dn = 45 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцахподшипника:

dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм


где r = 2,5 мм

Принимаем dбп = 53 мм.

Длина выходного участка вала:

lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм

принимаем lm= 60 мм.

Длина участка вала под подшипник:

lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм

принимаем lk=65 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовкиредуктора.

3.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

Диаметр вала под колесо:

/>

принимаем стандартное значение dК = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:

dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66 мм

Диаметр вала под подшипник:

dn = dк+3r = 60 – 3 ·3,5=49,5 мм


принимаем стандартное значение dп= 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцахподшипника:

dбп = dп+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм

3.4 Предварительный расчёт тихоходного вала.

Диаметр выходного конца вала:

/>

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатойконструкции.          Диаметр вала под подшипник:

dn = d + 2 · tкон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм

где tкон = 2,5 мм принимаем стандартное значение dn = 75 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцахподшипника:

dбп = dп+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм

где r = 3,5 мм. принимаем dбп = 86 мм.

Диаметр участка вала под колесо: dk=dбп = 86 мм

Диаметр буртика колеса:

dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм

где f =2,5 мм принимаем dбк= 95 мм.

Длина выходного участка вала:

lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм

принимаем lм = 105 мм.

Длина участка вала под подшипник:

lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм

принимаем lk = 120 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовкиредуктора.

Расстояние между деталями передач

Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:

/>

Принимаем а = 12 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

/>

Расстояние между торцовыми поверхностями колес:

/>

Принимаем 6 мм;

где L ≈ 670 мм – расстояние между внешними поверхностями деталейпередач, принято из эскизной компоновки редуктора.

4. Выбор муфт

Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки засчёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки.

Для соединения быстроходного вала редуктора с валомэлектродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ21424-75.

Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальныйкрутящий момент Мкр., Н×м = 250

Частотавращения, об/мин, не более = 4600

Смещениевалов, не более:

радиальное =0,3

угловое = 1°00¢

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабанавыбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальныйкрутящий момент Мкр., Н×м = 4000

Частотавращения, об/мин, не более = 1800

Смещениевалов, не более: радиальное = 0,5, угловое = 0°30¢.


5. Выбор подшипников

5.1 Выбор типа и типоразмера подшипника

Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядныеподшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубойцилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой типподшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальныхнагрузок.

Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаемподшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.

5.2 Выбор схемы установки подшипников

Установка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксациииз-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схемаустановки подшипника «враспор». При этом торцы внутренних колец подшипникаупираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцыкрышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшоеколичество деталей узла, простоту регулировки, которая производится наборомпрокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результатетемпературных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнегокольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормальноготемпературного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии срекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.


5.3 Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

5.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов ипредварительную прорисовку редуктора.

На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковыхопорах – А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющихна оси координат.

В связи с возможной неточностью установки валов (перекос,несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:

Fм = />

Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек Аи Б

в плоскости YOZ                   />

в плоскости XOZ                   />

в плоскости YOZ                   />

в плоскости XOZ                   />

Из суммымоментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры Аполучим:

/>


Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Бполучим:

/>

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Аполучим:

/>

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Бполучим:

/>

Суммарные реакции опор:

/>

/>

Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. По величине этойреакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходноговала.

5.3.2 Проверка долговечности подшипников

На тихоходный вал принят подшипник №315. Для данного подшипникадинамическая грузоподъёмность Сr = 89000 Н, статическая грузоподъёмность Соr = 72000 Н.

Проверка на статическую грузоподъемность:

/>       />

Расчет подшипника на заданный ресурс:

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

Рr= (XVR +YFa)KбKm

Так как нагрузка Fa = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0

V = l – коэффициент учитывающий вращение колец;

Кб = 1,5 – коэффициент безопасности, принят по таблице;

Кт = 1 – температурный коэффициент.

Рr= (1·1·5416)·1,5·1=8124 H

Расчётная долговечность подшипника в часах:

/>

где а23 = 0,7 – коэффициент, характеризующий совместноевлияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условийэксплуатации;

а1 = 1 – коэффициент, долговечности в функции необходимойнадежности;

k = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.        Так какрасчетный ресурс />, то предварительноназначенный подшипник 315 пригоден.

При требуемом ресурсе надежность выше 90%.


6. Конструирование элементов цилиндрической передачи

Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этой деталиопределены ранее.

При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колесаполучают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная нарис. 6.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшойвес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.

/>

Рис. 6.1.

Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов под колесаи ширин колес вычисленных ранее.

Колесо быстроходной ступени:

Диаметр ступицы:

dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм

принимаем dcm= 105 мм.

Толщина зубчатого венца:


S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм

Рис. 7.1

  принимаем S = 10 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм

принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на дискеколеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампаприменяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметрпосадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклоненияостальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатостьпосадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатостьостальных поверхностей Ra6.3.

Колесо тихоходной ступени:

Диаметр ступицы:

dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм

принимаем dcm= 130 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм

принимаем S = 18 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм

принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на дискеколеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампаприменяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметрпосадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклоненияостальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатостьпосадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатостьостальных поверхностей Ra6.3.


7. Расчёт шпонок

Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится копределению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметрасоответствующего вала.

Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:

/>,

где h = 8 мм – высота шпонки; d = 40 мм – диаметр выходного конца вала; [σсм]= 180 Н/мм2 – допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:

/>

где h = 11 мм – высота шпонки; d = 60 мм – диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 – допускаемые напряжения смятиядля стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:

/>

где h = 14 мм – высота шпонки; d = 86 мм – диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 – допускаемые напряжения смятиядля стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78.

Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:

/>

где h = 12 мм – высота шпонки; d = 70 мм – диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 – допускаемые напряжения смятиядля стальной ступицы.

Принимаем шпонку – 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78.


8. Уточнённый расчёт валов

8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов икрутящего момента:

My<sub/>max = 245157 Н · мм

Mx<sub/>max = 519788 Н · мм

Mкр max = 2746540 Н · мм

8.2 Проверка статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным является сечение под подшипником,расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающиймомент.

Геометрические характеристики сечения: Момент сопротивленияизгибу:

/>

Момент сопротивления кручению:

/>

Напряжение от изгиба:

/>,

где />

/> - коэффициент перегрузки, для асинхронныхдвигателей />

Fmax = 0 – т. к. отсутствует осевая сила

/>

Напряжение от кручения:

/>,

где />

Частные коэффициенты запаса прочности:

/>

/>

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

/>

Статическая прочность обеспечена, т.к. />;/>, где />

8.3 Проверка усталостной прочности тихоходного вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются посимметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентовзапаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми)значениями [s]= 1,5 – 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для предположительно опасного сечения вала,место посадки колеса на вал – концентрация напряжений обусловлена действиеммаксимальных моментов.

Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:

/>

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

/>; />

Напряжения в опасном сечении:

/>;

/>

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

/>; />,

где /> и /> - пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения; /> и /> - коэффициенты сниженияпредела выносливости:

/>

где /> и /> - коэффициенты влиянияабсолютных размеров поперечного сечения; /> и /> - коэффициенты влияниякачества поверхности; KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягомиспользуют отношение /> и />).

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:

/>, где

/> - коэффициент чувствительности материалак ассиметрии цикла напряжений.

/>

/>

/>

/>

/>

Сопротивлениеусталости вала в данном сечении обеспечивается.

Конструктивныеэлементы валов, допуски, посадки и шероховатости.

На выходные участкивалов, предназначенные для установки полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках сдиаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работыманжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала подподшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полемдопуска d9.Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установкизубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный пазназначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаютсядля отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.

Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указаннойвыше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатостьостальных поверхностей Ra 6.3.


9. Смазка редуктора

Применим картерную систему смазывания.

Для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр. 173 [3] глубина погружения вмасло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2т, но не менее 10 мм.

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазкив подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие,закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 поМН 176-63.

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздухаповышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла черезуплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем свнешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушинуиспользуем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также длязащиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетныеуплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера вподшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картерпредусматриваем маслоотражательные кольца.


10. Конструирование крышек подшипников

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия вкорпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки ккорпусу в зависимости от этого параметра.

Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.

Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.

Толщина флаца крышки:

δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ1 = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.

Толщина фланца крышки:


δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ1 = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм

Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 160 мм, принимаем δ =8 мм, d =12мм, z = 6. Толщина фланцакрышки:

δ1 = 1,2δ = 1,2 · 8 = 9,6 мм

принимаем δ1 =10 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ = 8 мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 160 + 4 · 12 = 208 мм


Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:

C = d = 12 мм.


11. Конструирование корпуса редуктора

Редуктор вместо указанного в задании вертикального исполнениябудет иметь обычное горизонтальное исполнение, из-за конструктивныхособенностей данного редуктора.

Поскольку предполагается крупносерийное, а не единичноепроизводство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Такимобразом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокойпроизводительности.

Корпус состоит из двух частей картера и крышки, соединённыхболтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышку относительнокорпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ 3129-70.Подшипниковые узлы закрываются точёными привертными крышками. Картер и крышкупривода отливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливок производятмеханическую обработку плоскостей и отверстий.

Для определения размеров корпуса используем данные главы 17.

Толщина стенки картера и крышки:

/>

принимаем δ = 10 мм.

где ТТ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

Толщина фланца корпуса и крышки:

b = 1,5δ = 1,5 · 10 = 15 мм

Ширина фланца корпуса и крышки:

l = 2,2δ = 2,2 · 10 = 22 мм

принимаем l =30 мм.

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

/>

принимаем d = 18 мм.

Диаметр болтов крепления редуктора к раме:

dф = 1,25 d= 1,5 · 18 = 24 мм

принимаем dф =24 мм.

Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:

dшт = 0,8d = 0,8 · 18 = 14,4 мм

принимаем dшт =16 мм.

Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лап расположенныхпо углам корпуса.

Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в видеплатиков. Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяютсяпрорисовкой.

Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышкипредусматриваем проушины.

Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк в крышкезакреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72


12. Конструирование рамы

Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположения элементовпривода применяем сварную раму.

Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размеры рамыопределяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полкаминаружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.

Элементы привода крепятся к раме при помощи болтового соединения.Для более надёжного соединения в местах установки болтов на внутренниеповерхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбы устанавливаем вместах установки фундаментных болтов, предназначенных для крепления рамы кполу.

К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов с коническимиконцами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаются цементом.


13. Сборка редуктора и монтаж привода

13.1 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательноочищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора,начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники,предварительно нагретые в масле до температуры 80 — 100 °С.

В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатоеколесо; затем надевают дистанционную втулку и устанавливают маслоотбойныекольца и подшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал собирается аналогично промежуточному.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надеваюткрышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпусаспиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус при помощи двухконических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.

После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлическихпрокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты.Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (валы должныпроворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки,указывающие уровень масла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой спрокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде попрограмме, установленной техническими требованиями.

13.2 Монтаж привода

После монтажа рамы и установки барабана к раме крепят редуктор,контролируя при установке быстроходного вала и вала двигателя, тихоходного валаредуктора и вала барабана.

Далее валы соединяют муфтами.

Проводят обкатку редуктора и двигателя в течение 30 минут.


Заключение

В данном проекте в результате работы был разработан приводленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходовпроизводства (древесная щепа), полностью отвечающий требованиям, отраженным втехническом задании.


Список литературы

1. АнурьевВ.И. «Справочник конструктора машиностроителя» М.: Машиностроение 1978.

2. ДунаевП.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа2001.

3. ЧернавскийС.А. «Курсовое проектирование деталей машин» М.: Машиностроение 1979.

4. ВасильевВ.З. «Справочные таблицы по деталям машин» М.: Машиностроение 1966.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству