Реферат: Привод цепного транспортера

Введение

Технический уровеньвсех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнемразвития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляетсякомплексная механизация и автоматизация производственных процессов впромышленности, строительстве, сельском хозяйстве и на транспорте.

Перед машиностроениемпоставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественныхпоказателей при непрерывном росте объёма её выпуска.

Одним из направленийрешения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовкистудентов высших учебных заведений.

Выполнение курсовогопроекта по «деталям машин» завершается общеобразовательный цикл подготовкистудентов. При выполнении работы используются знания из ряда пройденныхпредметов: теория машин и механизмов, механика материалов и конструкций,материаловедение и другие.

Объектом курсовогопроекта является привод цепного транспортера.

1.Выбордвигателя, кинематический и силовой расчет привода

1.1 Анализкинематической схемы привода и его передаточного механизма

Приводсостоит из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрическогогоризонтального редуктора, муфты комбинированной компенсирующей спредохранительной по моменту.

Силовойпоток от электродвигателя 1 идет через упругую муфту 2 к редуктору 3, далеепоследовательно через вертикальные цилиндрические передачи редуктора и через комбинированнуюуправляемую муфту 4 на приводной вал с тяговой звездочкой 5.

Дляупорядочения последующих расчётов на заданной кинематической схеме приводавыполним дополнительные обозначения: по ходу силового потока нумеруем валы иэлементы механических передач – шкивы (D1,D2).

1.2Выбор стандартного асинхронного электродвигателя

Посколькув рассматриваемой кинематической схеме привода передаточный механизм состоит изпоследовательно соединённых цилиндрических передач с учетом потерь вкомпенсирующей муфте общий коэффициент полезного действия передаточногомеханизма равен:

/> (1.1)

где/> – коэффициент полезногодействия закрытой зубчатой цилиндрической передачи, в расчётах принимаем />;

/> – коэффициентполезного действия муфты, в расчётах принимаем />.

/> – коэффициентполезного действия пары подшипников, в расчётах принимаем />= 0,99

/>.

Всоответствии с заданной мощностью (Рв = 2,5025 кВт (Рв = Ft∙V=4,5∙0,55))на выходном валу привода и расчётным значением общего КПД передаточногомеханизма (/>) вычисляем требуемую мощностьэлектродвигателя

/> (1.2)

Располагаячисленным значением мощности электродвигателя (Рдв = 2,77 кВт.) рассчитываемсреднеквадратичную мощность двигателя РКВ= КЭК ∙ РДВ = 0,58 ∙ 2,77= 1,6066 кВт, где КЭК = 0,58 при заданном режиме нагрузки/>.

Затемвыбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность РД, четыре возможныхстандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении РДотличаются номинальными частотами вращение валов nД.

Привыборе двигателя будем следовать условию:

РД³ РКВ (1.3)

Возможныеварианты типоразмеров асинхронных электродвигателей и их основные параметрыпредставляем в таблице №1.

Таблица 1.1

№

п/п

Тип электродвигателя Номинальная мощность двигателя РД, кВт Номинальная частота вращения вала двигателя nД, мин-1 Передаточное число 1 4А80B2У3 2,2 2850 77,87 2 4А90L4У3 2,2 1425 38,93 3 4А100L6У3 2,2 950 25,9 4 4А112MA8У3 2,2 700 19,12

Вычислимноминальную частоту вращения вала двигателя nв,мин-1

/> (1.4)

Определяемвозможное ориентировочное значение общего передаточного отношения Uов, которое может быть реализовано взаданной схеме передаточного механизма привода.

Так как взаданной кинематической схеме присутствует редуктор и клиноременная передача,то ориентировочное значение общего передаточного отношения будет равно

где /> − рекомендуемоезначение передаточного числа цилиндрической зубчатой передачи.

При выбореэлектродвигателя будем ориентироваться на условие

/> (1.5)

Исходя изконструктивных соображений выбираем электродвигатель №4 марки 4А112MA8У3.

1.3 Разбивкаобщего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням

Сопоставляемвозможное ориентировочное значение общего передаточного отношения с расчетнойвеличиной, выбираем конкретный типоразмер электродвигателя.

/> (1.6)

где /> — передаточное число быстроходнойзубчатой цилиндрической передачи;

/> — передаточное число тихоходнойзубчатой цилиндрической передачи;

Выполняемразбивку передаточного числа редуктора по его ступеням.

Назначаемпередаточные числа для первой и второй ступеней редуктора (/>,/>).

/>,

/> (1.7)

Разбивкаобщего передаточного числа передаточного механизма привода />завершена.

1.4Определение номинальных частот вращения валов привода

Номинальныечастоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненнойразбивки общего передаточного отношения /> поступеням передаточного механизма привода.

Частотавращения вала 1 (входного вала редуктора):

n1 = nД, (1.8)

n1 = 700 мин-1.

Частотавращения вала 2 (промежуточного вала привода):

/>, (1.9)

/>.

Частотавращения вала 3 (выходного вала привода):

/> (1.10)

1.5Определение номинальных вращающих моментов на валах привода

Номинальныевращающие моменты, действующие на валах привода, определим с учётомпередаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия.

Определимноминальный вращающий момент на первом валу привода с помощью формулы:

/>, (1.12)

гдеРдс – номинальная мощность на валу двигателя в кВт,

nд– номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин-1.

Номинальныйвращающий момент на первом валу:

/>, (1.13)

/>.

Номинальныйвращающий момент на втором валу:

/>, (1.13)

/>.

Номинальныйвращающий момент на третьем выходном валу:

/>, (1.14)

/>.

1.6Техническая характеристика привода

Втехнической характеристике приведены численные значения основных кинематическихи энергетических параметров привода.

Номинальныйвращающий момент на выходном валу, Н·мм 69,68·104.

Номинальнаячастота вращения выходного вала, мин-1 36,6.

Общеепередаточное отношение редуктора 20.

Общийкоэффициент полезного действия 0,903.

2.Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

2.1Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес тихоходнойпередачи

Номинальнаячастота вращения ведущей шестерни n2 = 140 мин-1.

Номинальнаячастота вращения ведомого колеса n3 = 36,6 мин-1.

Срок службыпередачи, часов (лет): 5 лет.

Расчётдопускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке представленв таблице №2.1.

Таблица2.1

Наименование,

указание

Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое значение шестерня колесо 1 Вариант материалов и термической обработки зубьев 1 1 2 Марка стали 40ХН ГОСТ 4543–71 45 ГОСТ 1050–88 3 Термическая или химико-термическая обработка зубьев Улучшение улучшение 4 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм 100 100 5 Способ получения заготовки Прокат круглый Поковка

6 Механические характеристики материалов (по данным таблицы 2):

твёрдость сердцевины,

твёрдость поверхности зуба,

предел текучести

230…300 НВ

600

192…240 НВ

450

7 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины

8 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности

9 Предел контактной выносливости материала, МПа

10 Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям

11 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов

12 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи

13 Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям

14 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям

15 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям

Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2, что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому

16 Коэффициенты запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям

При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 имеем:

SH3=1,1 SH4=1,1

17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа

18 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа

С учётом указаний к формулам (16)… (18) для 1-го варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем />=458,0

19 Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа

20 Предел изгибной выносливости материалов, МПа

21 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки

22 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость

При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:

23 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения

Поскольку передача непрерывная, принимаем />

24 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба

25 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба

26 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба

Поскольку в рассматриваемом материале

то в последующих расчётах с учётом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е.

27 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба

При вероятности разрушения

Р(t) = 0,98

SF1 = 1,75 SF2 = 1,75

28 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, Мпа

29 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа

Итоговые результаты определения допускаемых напряжений

для зубчатой передачи

Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, Мпа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, МПа

Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа

Максимальные допускаемые напряжения изгиба при проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа

/> /> /> /> /> /> /> /> /> />

2.2Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходнойпередачи

Номинальнаячастота вращения ведущей шестерни n1 = 700 мин-1.

Номинальнаячастота вращения ведомого колеса n2 = 140 мин-1.

Срок службыпередачи (лет): 5 лет.

Расчётдопускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке представленв таблице №2.2.

Таблица2.2

Наименование,

указание

6 Механические характеристики материалов (по данным таблицы 2):

твёрдость сердцевины,

твёрдость поверхности зуба,

предел текучести

230…300 НВ

600

192…240 НВ

450

7 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины

8 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности

9 Предел контактной выносливости материала, МПа

10 Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям

11 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов

12 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи

13 Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям

15 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям

16 Коэффициенты запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям

При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 имеем:

SH1=1,1 SH2=1,1

18 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа

С учётом указаний к формулам (16)… (18) для 1-го варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем />=424,4

20 Предел изгибной выносливости материалов, МПа

21 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки

23 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения

Поскольку передача непрерывная, принимаем />

24 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба

25 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба

26 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба

Поскольку в рассматриваемом материале

27 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба

При вероятности разрушения

Р(t) = 0,98

SF1 = 1,75 SF2 = 1,75

28 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, Мпа

Итоговые результаты определения допускаемых напряжений

для зубчатой передачи

Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, Мпа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, МПа

/>245

Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа

/> /> /> /> /> /> /> /> />

3.Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 2-й ступениредуктора

3.1Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условияконтактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

/> мм

где[sH]− расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатойпары, МПа; [sH] = 469,4 МПа;

/> −предварительное значение коэффициента нагрузки, />=1,25 (для тихоходной передачи);

/> − коэффициентширины зубчатого колеса, />= 0,4.

/> мм

Расчетнуювеличину межосевого расстояния а2' округлим до ближайшего стандартного значенияа2.

а2= 200 мм.

3.2Руководствуясь зависимостями назначается номинальный модуль зацепления m

m=(0,01…0,02) · а = (0,01…0,02) ·200 = (2,0…4,0).

m= 3,0 мм.

3.3Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев /> на делительном цилиндре впределах /> = 15…210: />

3.4Определим суммарное число зубьев шестерни по зависимости

3.5С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m,межосевого расстояния а и принятого суммарного числа зубьев /> находятдействительный угол наклона линии зубьев bнаделительном цилиндре

3.6Определим ширину b4иb3 зубчатогоколеса и шестерни

b4=/>;

b4=/>.

b3=/>;

b3=/>.

3.7Находим коэффициент осевого перекрытия

/>= 1,12;

/>= 1,12.

3.8Вычисляем числа зубьев шестерни Z3и колеса Z4

/>;

/>.

Расчетныезначения /> и />округлим до целых чисел Z3и Z4:

Z3= 25; Z4 = 102.

3.9Фактическое передаточное число передачи

/>;

/>.

Этоудовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4% отноминального значения.

3.10Окружная скорость в зацеплении, м/с

/>,

где/> − делительныйдиаметр шестерни.

/>.

3.11Назначаем 9-ю степень точности передачи [3. с 7. таблица №4]

3.12Фактическое значение коэффициента нагрузки [1] при расчете по контактнымнапряжениям

/>.

гдеКНV −коэффициент,учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчете напрочность активных поверхностей зубьев.

КНb− коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линийзубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.

ЗначениеКНbопределяемв зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачиотносительно опор, т.е. схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев иотносительной ширины колеса ybd.

/>;

/>.

КНa2− коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность ихактивных поверхностей.

/>, тогда

3.13Коэффициент ZМ,учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] взависимости от материалов

Длястальных зубчатых колес /> (длястали).

КоэффициентZН, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, определяем взависимости от коэффициента смещения Xисходногоконтура и угла наклона b линии зубьев наделительном цилиндре.

ZН2= 2,4.

КоэффициентZe, учитывающийсуммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значенийкоэффициентов торцевого /> иосевого /> перекрытия.

Ze2= 0,77.

Действительныеконтактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрахпередачи:

/>;

где/> − окружное усилие,действующее в зубчатом зацеплении, Н.

/>;

/>.

Отклонениедействительного контактного напряжения:

/>.

Недогрузкасоставляет 17,1%.

Проверкаконтактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:

где/>− коэффициент пиковойнагрузки, оговорен в исходных данных технического задания на проект;

[/>] − максимальныеконтактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременныхперегрузках.

Фактическоезначение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:

/>,

гдеKFV −коэффициент,учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.

KFV2= 1 + 0,045·V2;

KFV2= 1+0,045·0,578=1,02601.

KFb−коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линиипри расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFbопределим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачиотносительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной шириныybdколеса.

KFb2= 1,15.

KFa2− коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибнуюпрочность. Величину KFaпринимаемс учетом назначенной степени точности передачи.

KFa2= 1

KF2= 1,026·1,15·1 = 1,179.

Проверяемусталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба,сопоставляя местные напряжения изгиба />и/> в опасном сечении напереходной поверхности с допускаемыми напряжениями.

/>,

где/> и /> − коэффициенты,учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений.Численные значения /> и /> находят с учетом величиныкоэффициента смещения Xисходногоконтура и эквивалентных чисел зубьев шестерни /> иколеса />.

/>,

/>.

/>,

/>.

/> />.

/> −коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляется по зависимости:

/>,

где/> − коэффициентосевого перекрытия;

b− угол наклона линии зубьев в градусах.

Принимаем/>

/> − коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев.

/>,

где/> − коэффициентторцевого перекрытия.

/> = 245 МПа; /> = 222 МПа.

Проверкаизгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

/>;

/>.

/>;

/>.

Основныегеометрические размеры зубчатой передачи.

Делительныедиаметры:

/>;

/>.

/>;

/>.

Проверка:

/>.

Диаметрывершин зубьев:

/>;

/> мм.

/>;

/> мм.

Диаметрывпадин зубьев:

/>;

/> мм.

/>;

/> мм.

Усилия,действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силынормального давления):

Окружноеусилие: /> Н.

Радиальноеусилие: /> Н.

Осевоеусилие: /> Н.

4.Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 1-й ступениредуктора

4.1Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условияконтактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

/> мм

где[sH]− расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатойпары, МПа; [sH] = 424,4 МПа;

/>−предварительноезначение коэффициента нагрузки, />= 1,25;

/> − коэффициентширины зубчатого колеса, />= 0,315.

/> мм

Расчетнуювеличину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значенияа.

а1= 140 мм.

4.2Руководствуясь зависимостями назначается номинальный модуль зацепления m

m=(0,01…0,02) · а = (0,016…0,0315) · 140 = (1,4…2,8).

m= 2,0 мм.

4.3Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев /> на делительном цилиндре впределах /> = 18

4.4Определим суммарное число зубьев шестерни по зависимости

Сучетом стандартных значений нормального модуля зацепления m,межосевого расстояния а и принятого суммарного числа зубьев /> находятдействительный угол наклона линии зубьев b наделительном цилиндре:

4.6Определим ширину b4иb3 зубчатогоколеса и шестерни

b2=/>;

b2=/>.

b1=/>;

b1=/>.

4.7Находим коэффициент осевого перекрытия

/>= 1,12;

/>= 1,12.

4.8Вычисляем числа зубьев шестерни Z1и колеса Z2

/>;

/>.

Расчетныезначения /> и />округлим до целых чисел Z1и Z2:

Z1= 22; Z2 = 112.

4.9Фактическое передаточное число передачи

/>;

/>.

Этоудовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4% отноминального значения.

4.10Окружная скорость в зацеплении, м/с

/>,

где/> − делительныйдиаметр шестерни.

/>.

4.11Назначаем 9-ю степень точности передачи [3. с 7. таблица №4]

Фактическоезначение коэффициента нагрузки [1] при расчете по контактным напряжениям:

/>.

КНb1− коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линийзубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.

/>;

/>.

КНa1− коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность ихактивных поверхностей.

/>, тогда

КоэффициентZМ, учитывающиймеханические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимостиот материалов.

Длястальных зубчатых колес /> (длястали).

ZН1= 2,4.

Ze1= 0,78.

Действительныеконтактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактическихпараметрах передачи:

/>;

где/>1 − окружное усилие,действующее в зубчатом зацеплении, Н.

/>;

/>.

Отклонениедействительного контактного напряжения:

/>.

Недогрузкасоставляет 15%, что находится в пределах допустимых

Проверкаконтактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:

где/>− коэффициент пиковойнагрузки, оговорен в исходных данных технического задания на проект;

[/>] − максимальныеконтактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременныхперегрузках.

Фактическоезначение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:

/>,

гдеKFV −коэффициент,учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.

KFV2= 1 + 0,045·V2;

KFV2= 1+0,045·1,69=1,07605.

KFb2− коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линиипри расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFbопределим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачиотносительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной шириныybdколеса.

KFb2= 1,2.

KFa2= 1

KF2= 1,07605·1,2·1 = 1,291.

/>,

/>.

/>,

/>.

/> />.

/> −коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляется по зависимости:

/>,

где/> − коэффициентосевого перекрытия;

b− угол наклона линии зубьев в градусах.

Принимаем/>

/> − коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев.

/>,

где/> − коэффициентторцевого перекрытия.

/> МПа.

/> = 28,67 МПа; /> =34,56 МПа.

Проверкаизгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

/>;

/>.

/>;

/>.

Основныегеометрические размеры зубчатой передачи.

Делительныедиаметры:

/>;

Проверка:

/>.

Диаметрывершин зубьев:

/>;

/> мм.

/>;

/> мм.

Диаметрывпадин зубьев:

/>;

/> мм.

/>;

/> мм.

Окружноеусилие: /> Н.

Радиальноеусилие: /> Н.

Осевоеусилие: /> Н.

5. Проектный расчетвалов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

Валпри работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однакопроектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, аизгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыминапряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [t]– 20…25МПа [4, с. 296].

Наименьшийдиаметр выходного участка быстроходного вала dВ1,мм, равен [4]:

Наименьшийдиаметр промежуточного вала dB2,мм, равен:

Наименьшийдиаметр выходного участка тихоходного вала dB3,мм, равен:

гдеТ1, Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном(быстроходном), промежуточном и выходном (тихоходном) валах редуктора.

Полученныерасчетные значения диаметров выходных участков валов />, />, /> округлим до ближайшегобольшего стандартного значения.

Окончательнопринимаем:

/>=25, />=40, />=65.

Остальныеразмеры участков валов назначаем из ряда стандартных диаметров в сторонуувеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений. Длябыстроходного вала:

dy1=dП1³/>+2•t+1³35=35 мм – диаметр вала под уплотнение и подшипник.Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данногодиапазона кратно пяти [10 таблица Б. 5]. Также величина высоты t,мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна бытьбольше или равна размеру фаски f,мм [10. таблица 14]

Диаметрбортика для упора подшипника ds1,мм, вычислим по формуле

ds1³dП1+2•t,

гдеt-значение высоты перехода [10таблица 14]

ds1³25+2•2³29

Окончательновыбираем ds1=30 мм.

Величинавысоты буртика больше величине радиуса закругления подшипника r,мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

dfl,da1, d1,– размеры шестерни (пункт 3.1).

Дляпромежуточного вала:

Диаметрвала под уплотнение и подшипник:

dy2=dП2³40=40 мм

df2,da2, d2,– размеры колеса (пункт 3.1)

df3,da3, d3,– размеры шестерни (пункт 3.2).

Диаметрпод зубчатое колесо:

dк2³dП2+2• t2³45=45 мм

Диаметрбортика для упора колеса: ds2³45+2•2,5³50 мм

Длятихоходного вала:

Диаметрвала под уплотнение и подшипник:

dy3=70 мм.

Диаметрпод зубчатое колесо:

dк4=75 мм

Диаметрбортика для упора колеса: ds3³80 мм

Окончательновыбираем ds3=80 мм.

df4,da4, d4,– размеры колеса (пункт 3.2).

Длиныучастков валов определим после эскизной компоновки редуктора на миллиметровойбумаге непосредственным измерением линейкой.

Корпуси крышку редуктора выполняем из чугунного литья

Толщинастенки корпуса d, мм, и крышки d1,мм, должныбыть не меньше 8 миллиметров.

Принимаем:d= d1=8 мм.

Толщинуребер корпуса />, мм, и крышки />, мм, определим, согласносоотношению:

/>=/>= (0.75… 1) • d=7,5…10 мм

Принимаем:/>=/>=10 мм

Диаметрфундаментных болтов d1принимаем:

d1=16 мм.

Диаметрболтов крепящих крышку к корпусу

принимаем:d3= 12 мм

Размерыштифта:

Длинаlш ³b+b1+(5…6)=29…30 мм.Принимаем:lш = 30 мм

Диаметрdш = 10 мм

Вредукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипниказависит от нагрузок, действующих на вал. Так как на вал действуют осевая ирадиальная силы, то используем радиально-упорные подшипники.

Выборего типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметрподшипника для быстроходного вала d=dП1,для промежуточного вала d=dП2,для тихоходного вала – d=dП3.

Входнойвал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36207.

Промежуточныйвал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36208.

Выходнойвал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36214.

Длягерметизации подшипниковых узлов редуктора с осевой фиксацией подшипниковприменим закладные крышки. Они изготавливаются, из чугуна СЧ 15 двух видов.Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипникаD.

Вовремя работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит клинейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширенияпредусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах а = 0,2… 0,5 мм,который на чертежах общего вида не показывается. Так как применили закладныекрышки регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец,которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.

Смазкузубчатых колёс производим посредством окунания колес в масленую ванну.

Графическаячасть эскизной компоновки проводим на бумаге формата А 1 в масштабе 1:1 исодержащей вид сбоку вертикального редуктора с разрезом по осям валов иглавного вида редуктора.

Выполнениеэскизной компоновки проводим несколькими этапами.

Напервом этапе откладываем межосевое расстояние а и вычерчивается зубчатаяцилиндрическая передача, размеры которой получены в пунктах 3.2 и 3.3.

Навтором этапе прочерчиваем границы внутренней стенки редуктора на расстоянии X= 5…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со сторонышестерни предварительное значение размера f,мм, назначим равным f =10 мм.

Натретьем этапе вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях подиаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 5). Длиныучастков валов получим из следующих рассуждений:

Длинаучастка вала под муфты, которая равна:

L1=1,5•dв,

гдеdв-диаметрвыходного участка вала, мм;

L1=1,5·25=37,5

Начетвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам иопределяем для валов размеры а, и в, мм, которые являются плечами приложенных квалу сил.

Определениеэтих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчетподшипников на долговечность.

6. Расчетная схема валовредуктора (определение реакции и построение эпюр)

Послевыполнения эскизной компоновки редуктора проведём проверочные расчеты валов иподшипников.

Расчетвала проведем на совместное действие изгиба и кручения. Для начала определимвнутренние силовые факторы в сечениях вала. Составим расчетную схему вала(рисунок 1, 2, 3). К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатойцилиндрической косозубой передачи, значения которых получены в пункте 6.Проверяем правильность расположения сил в плоскостях в соответствии скинематической схемой привода. Размеры участков валов получены после эскизнойкомпоновки редуктора.

Быстроходныйвал

Силыв зацеплении Ft1=1537,36 H

Fr1=589H

Fa1=499,51H

Расчётныерасстояния a=0,140; b=0,057.

Рассмотримплоскость ХОY (рисунок 1).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>; />

прих1=0 />/>

х1=а /> />

/>; />

прих2=0 />/>

х2=а /> />

Рассмотримплоскость ХОZ (рисунок 1).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>;/>

прих1=0 />/>

х1=а /> />

/>; />

прих2=0 />/>

х2=а /> />

Построимсуммарную эпюру изгибающих моментов

/> />

/>/>

Промежуточныйвал

Силыв зацеплении Ft1=1537,36 H

Fr1=589H

Fa1=499,51H

Ft2=4326,4 H

Fr2=1657,5 H

Fa2=1405,73 H

Расчётныерасстояния а=0,065; в=0,076; c=0,056.

Рассмотримплоскость ХОY (рисунок 2).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>; />

прих1=0 />/>

х1=а /> />

/>; />

прих2=а /> />

х2=а+в/>/>

/>;

прих3=а+в

/> />

х3=а+в+c/> />

Рассмотримплоскость ХОZ (рисунок 2).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>; />

прих1=0 />/>

х1=а />/>

/>; />

прих2=а /> />

х2=а+в/> />

/>; />

прих1=0 />/>

х1=а />/>

/>/>

Тихоходныйвал

Силыв зацеплении Ft2= 4326,4 H

Fr2=1657,5 H

Fa2=1405,73 H

Расчётныерасстояния а=0,065; b=0,132

Рассмотримгоризонтальную плоскость ХОY(рисунок 3).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>; />

прих1=0 /> />

х1=а /> />

/>; />

прих2=0 /> />

х2=а /> />

Рассмотримвертикальную плоскость ХОZ(рисунок 3).

Определимопорные реакции:

Построимэпюры изгибающих моментов

/>; />

прих1=0 /> />

х1=а /> />

/>; />

прих2=a /> />

х2=в /> />

Построимсуммарную эпюру изгибающих моментов

/>/>

7. Проверочный расчет подшипников

Дляпроверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарныерадиальные реакции в опорах вала.

Быстроходныйвал

Вопоре А (рисунок 3.1) суммарная реакция />, Н,равна

Вопоре В (рисунок 3.1) суммарная реакция/>,H, равна

Промежуточныйвал

Вопоре А (рисунок 3.2) суммарная реакция />,Н, равна

Вопоре В (рисунок 3.2) суммарная реакция />,H, равна

Тихоходныйвал

Вопоре А (рисунок 3.3) суммарная реакция />Н,равна

Вопоре В (рисунок 3.3) суммарная реакция />,H, равна

Выбранныев пункте 4 подшипники проверим на долговечность по наиболее нагруженной опоре.

Дляпромежуточного вала:

/> Н

Долговечностьвыбранных радиальных шарикоподшипников Lh,ч, определимпо формуле:

/>,

гдеn – 140 мин-1 – частота вращения промежуточного вала;

С=38900 Н – динамическая грузоподъемность подшипника промежуточного вала;

Р– приведеннаянагрузка, Н, которая определяется по зависимости

/>,

гдеFr – радиальная нагрузка, Н. Fr=2907 Н

V– коэффициент,учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольцаподшипника V=1;

Кт– температурныйкоэффициент. Так как при работе редуктор не нагревается выше 100°, то принимаемКт = 1

СР– коэффициент режима нагрузки, СР = 1,2

Приведеннаянагрузка равна

Долговечностьподшипника равна

Lh=165041>[L]=10000

Рассмотримбыстроходный вал.

n=700 мин-1;

С=30800 Н;

V=1;

Кт= 1.

Приведеннаянагрузка равна

Долговечностьподшипника равна

Lh=11728,3>[L]=10000

Рассмотримтихоходный вал.

Н;

n=36,6 мин-1;

С=80200 Н;

V=1;

Кт= 1.

Приведеннаянагрузка равна

Долговечностьподшипника равна

Lh=291583,8>[L]=10000

Расчетнаядолговечность подшипника показала недолговечность подшипников, по сравнению сосроком службы редуктора. Так как подшипники более тяжёлых серий болеедорогостоящие, то конструкторским решением будет обязательная заменаподшипников.

8. Проверочный расчетвыходного вала редуктора на усталостную прочность

Цельпроверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства вопасном сечении вала

где[s] – расчетный идопускаемый коэффициент запаса прочности; [s]=3.

Опаснымбудем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящиемоменты.

Врассматриваемом примере таким сечением является сечение под колесом.

Расчетныйкоэффициент запаса прочности равен:

где/> коэффициенты запасапрочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям,рассчитываемые по формулам:

/>;

/>,

где/> – пределы выносливостиматериала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа.

Материалвала – сталь 40Х, термообработка – улучшение: />,/>.Тогда пределы выносливостиматериала вала определяются по эмпирическим зависимостям

/>,

/>;

/>-эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении.Для рассматриваемого вала определим соотношение размеров: t/r=3/1=3;r/d=1/76=0,013.

Учитывая,что для материала вала />,определим коэффициенты /> интерполированием

/> — коэффициент,учитывающий шероховатость поверхности вала. />=0,95.

/> — масштабныефакторы для нормальных и касательных напряжений, выбираем интерполированием.Для рассматриваемого вала

/> – амплитудыциклов напряжений, МПа;

/> – средниезначения циклов напряжений, МПа;

/> – коэффициенты,учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

Hапряженияизгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда /> и среднее значение цикла /> равны

где/> – максимальный изгибающиймомент, в опасном сечении вала;

W–моментсопротивления сечения, мм3, который для круглого сечения равен:

гдеd – диаметр вала в опасномсечении.

Определимамплитуду цикла />

Напряжениякручения при нереверсивном вращении вала изменяются по нулевому циклу, поэтомуамплитуда />, МПа, и среднее значениецикла />, МПа, равны

гдеТi –крутящиймомент в опасном сечении вала, Н·мм; Т3=696870

Wp– полярныймомент сопротивления сечения, мм3, который равен:

гдеd – диаметр вала,мм, в опасном сечении вала.

Определимнапряжения кручения

Коэффициенты/> выберем из ряда [4]

Длярассматриваемого вала коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательнымнапряжениям равны:

Расчетныйкоэффициент запаса прочности равен

Расчетныйкоэффициент запаса прочности больше допускаемого значит, вал работоспособен.

9. Проверочный расчетшпоночных соединений

Всоответствии с заданием на курсовую работу в конструкции редуктора примененодва шпоночных соединения: выходные участки быстроходного и тихоходного валовдля крепления муфт.

Выборсечения шпонки осуществим по диаметру вала d.

Выбраннаяшпонка проверяется на смятие по условию прочности

/>,

где/> – расчетное напряжениесмятия, МПа, определяемое по формуле

гдеTi –вращающиймомент, Н • мм, передаваемый валом;

d,h, b,t1 – размеры соединения, мм;

1 р–расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленнымиторцами равна

/> – допускаемоенапряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа.

Проверимвсе шпонки на смятие

/> МПа

Видим,что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранныешпонки работоспособны.

10. Обоснование посадокв основных сопряжениях редуктора

Дляосновных видов сопряжения выбираем следующие виды посадок:

а)упругие муфты />

б)зубчатые колеса />

в)наружные кольца подшипников качения на валы />

г)внутренние кольца подшипников качения на валы />

11.Выбор сорта масла и его объема

Смазкузубчатого зацепления осуществляем картерным способом-окунанием зубчатых колес вмасляную ванну.

Кинематическаявязкость масла u40=50

Этойвязкости соответствует масло И-Г-А-68

ГОСТ1013–76

12. Перечень используемых стандартов

Стандартизация– установление обязательных норм, называемых стандартами, которым должнысоответствовать определенные виды или отдельные параметры продукции.

Назначениестандартизации – максимальное упрощение и удешевление производства путемиспользования наиболее целесообразных видов изделий их исполнения,конструирования форм, размеров технических и качественных характеристик ипоказателей.

Стандартизациядеталей машин упрощает и ускоряет проектирование новых машин, снижаеттрудоемкость изготовления деталей и себестоимость продукции, уменьшает расходматериалов и запасных частей, облегчает и ускоряет ремонт машин. В процессепроектирования были использованы следующие стандарты

ГОСТ 7796–70 болты с шестигранной головкой ГОСТ 8789–68 шпонки призматические ГОСТ 8338–75 подшипники ГОСТ 1013–76 масло ГОСТ 15551–70 гайки шестигранные ГОСТ 8752–79 манжеты резиновые армированные ГОСТ 6402–70 шайбы пружинные ГОСТ 3129–70 штифты конические ГОСТ 19523–81 Электродвигатели

13.Техника безопасности

При выполнении курсового проектапредусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда приизготовлении, монтаже и эксплуатации привода цепноготранспортера на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытойи открытой передач, их элементов, валов исоединений гарантируют условия статической и усталостной прочностидеталей, создание необходимых запасов прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальнуюмощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмерамуфты меньше предельно допускаемого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.

В конструкции редуктора предусмотренынеобходимые регулировки подшипников и зубчатого зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранногоредуктора применены проушины на крышке и крюки на основании корпуса редуктора.Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролироватьуровень масла в картере. Сорт масла и способы смазки подшипников качения изацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенностиредуктора, обеспечивая тем самым надежнуюработу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требованиеобязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежит открытаяременная (цепная) передача, соединительная муфта.

При установке транспортера с приводнойстанцией в производственномпомещении необходимо обеспечить их удаление от стен и проходов на расстояния, регламентированные нормативами. Обслуживающийперсонал должен быть проинструктирован по технике безопасности на рабочем месте.

Заключение

Входе проектирования выполнены: выбор типоразмера электродвигателя, проектные ипроверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выборподшипников, шпоночные соединения, муфта.

Данырекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников, повыбору посадок деталей редуктора, монтажу редуктора. Выполнены чертежи общеговида цилиндрического редуктора, муфты, рабочие чертежи промежуточного вала иколеса. На стадии проектирования предусматриваются некоторые меры безопасностиэксплуатации привода, применены принципы стандартизации и унификации деталей иих элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежностьконструкции привода.

Списоклитературы

1. Методическиеуказания к выполнению расчетно-графической работы и раздела курсового проекта«Кинематический я силовой расчет механического провода» / Сост.: С.Б,Бережной, В.Г. Сутокский, ВВ. Посохов; Кубанский гос. технол. ун-т. Каф.технической механики. – Краснодар: Изд-во КубТТУ, 1996. – 35 с.

2. Методическиеуказания к практическим занятиям по технической механике / Сост.: В.В. Китаин,Р.В. Азнаурян, С.А. Метильков и др.; Кубанский гос. технол. ун – т.Каф. технической механики. – Краснодар: Изд – во КубТТУ, 1996. – 88 с.

3. А.В. Пунтус«ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ» – Методическиеуказания к выполнению проекта по курсу «Детали машин и основы конструирования»для студентов механических специальностей дневной и заочной форм обучения.:Краснодар 2002. с. 17с ил.

4. Сутокский В.Г.,Журавлёв С.Н. Детали машин. Проектирование механического приводаобщего назначения: Учебное пособие/ Кубанский гос. технол. ун – т. – Краснодар:Изд – во КубТТУ, 2001. – 80 с

5. Проектированиемеханических передач / С.А. Чернявский, Г.А. Снесарев, Б.С.-Козинцеви др. – М.: Машиностроение, 1984. – 558 с.

6. Анурьев В.И. Справочникконструктора – машиностроителя. В 3-х томах-М.: Машиностроение, 1982.

7. СТП 053–2.10–95Дипломные проекта (работы). Общее требования и правила оформления; Кубанскийгос. технол. ун-т. Краснодар: Изд – во КубТТУ, 1995. – 20 с.

еще рефераты

Еще работы по промышленности, производству

Реферат по промышленности, производству

Разработка конструкции и технологического процесса производства кровати в условиях ОАО "Ирбитская мебельная фабрика"

24 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Проектирование механического цеха машиностроительного предприятия

24 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Конструктивное моделирование одежды

24 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Конструкторское обеспечение производства

24 Июня 2015