Главная
Коллекция "Revolution"
Производство и технологии
Проектирование привода к ленточному конвейеру
Проектирование привода к ленточному конвейеру
Данные для расчета и конструирования привода к ленточному конвейеру. Выбор стандартного электродвигателя, расчет мощности. Определение общего передаточного отношения привода, крутящих моментов на его валах. Выбор метода смазки элементов редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 10.04.2014 |
| Размер файла | 449,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство общего и профессионального образования
Российской Федерации
Томский политехнический университет
Кафедра теоретической и прикладной механики
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ
Пояснительная записка к курсовому проекту
Выполнил: ст-т гр.2Б01
Герасимов А.
Преподаватель: Снегирёв Д.П.
2004
Содержание
- Задание на проектирование
- Расчет и конструирование
- 1. Выбор стандартного электродвигателя
- 1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя
- 1.2 Выбор типа электродвигателя
- 1.3 Выбор частоты вращения вала электродвигателя
- 2. Кинематический расчёт
- 2.1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
- 2.2 Определение частот вращения на валах двигателя
- 3. Определение крутящих моментов на валах привода
- 4. Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора
- 4.1 Расчёт быстроходной ступени
- 4.1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени
- 4.1.2 Выбор материалов
- 4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
- 4.1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
- 4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни
- 4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса
- 4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс
- 4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени
- 4.1.9 Определение модуля
- 4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
- 4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса
- 4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
- 4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности
- 4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
- 4.1.15 Проверка контактных напряжений
- 4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
- 4.2 Расчёт тихоходной ступени
- 4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени
- 4.2.2 Выбор материалов
- 4.2.3 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени
- 4.2.4 Определение модуля
- 4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4
- 4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса
- 4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
- 4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности
- 4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
- 4.2.10 Проверка контактных напряжений
- 4.2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
- 5. Предварительный расчёт и конструирование валов
- 5.1 Расчёт и проектирование второго вала привода
- 5.2 Расчёт и проектирование третьего вала
- 5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода
- 6. Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
- 7. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- 7.1 Быстроходная ступень
- 7.2 Тихоходная ступень
- 8. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- 9. Составление расчётной схемы привода
- 9.1 Вал ЕF (IV)
- 9.2 Вал СD (III)
- 9.3 Вал AB (II)
- 10. Расчет долговечности подшипников
- 11. Проверка прочности шпоночных соединений
- 12. Уточнённый расчёт промежуточного вала
- 13. Назначение посадок деталей редуктора
- 14. Сборка редуктора
- Заключение
- Литература
Задание на проектирование
Спроектировать привод к ленточному конвейеру. Окружное усилие на барабане Fб; окружная скорость барабана Vб; диаметр барабана Dб; срок службы привода h.
Исходные данные
Fб=4 кН;
Vб=60 м/мин;
Dб=0,3 м;
h=8 лет.
Расчет и конструирование
Размещено на http://www.allbest.ru/
1 - электродвигатель;
2 - муфта;
3 - редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый горизонтальный;
4 - муфта;
5 - барабан.
I - вал электродвигателя;
II - быстроходный вал;
III - промежуточный вал;
IV - тихоходный вал;
V - вал конвейера.
(Z1 - Z2) - быстроходная пара;
(Z3 - Z4) - тихоходная пара.
1. Выбор стандартного электродвигателя
Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:
1) требуемой мощности;
2) типу;
3) частоте вращения.
1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя
При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:
(1.1)
гдеN - паспортная мощность электродвигателя;
Nтр. ЭД - требуемая мощность электродвигателя.
(1.2)
Где Nраб. зв. - мощность на рабочем звене;
зпр - коэффициент полезного действия (КПД) привода.
В нашем случае Nраб. зв. = Nv.
Определим мощность на рабочем звене по выражению:
Вт (1.3)
Где F - усилие натяжения ленты конвейера, Н; - линейная скорость перемещения ленты конвейера, м/с.
Вт.
Определим КПД привода:
(1.4)
Где - КПД муфты, связывающей I и II валы;
- КПД редуктора;
- КПД муфты, связывающей IV и V валы;
- КПД опор звёздочки.
КПД редуктора рассчитываем по следующей формуле:
(1.5)
Где - КПД пары подшипников качения;
- КПД зубчатой передачи.
Определим КПД редуктора:
.
Определим КПД привода, принимая КПД муфт и , равными 1:
.
Зная мощность на рабочем звене и КПД привода, определим требуемую мощность электродвигателя:
Вт.
На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя: N = 5,5 кН.
1.2 Выбор типа электродвигателя
Учитывая условия работы конвейера (большие пусковые нагрузки, запыленность рабочей среды), среди основных типов асинхронных электродвигателей трёхфазного тока выбираем двигатель типа АОП2 - электродвигатель закрытый обдуваемый с повышенным пусковым моментом. Исполнение закрытое, на лапах, без фланца.
1.3 Выбор частоты вращения вала электродвигателя
Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных передач. Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности:
(1.6)
Где , - передаточные отношения зубчатых передач. На основании рекомендаций [1,7] принимаем: ==3.6. В нашем случае:
.
Тогда
(1.7)
где - частота вращения рабочего звена, об/мин. Она равна:
= (1.8)
Где - окружная скорость барабана, м/с;
- делительный барабана, мм.
= об/мин.
Зная частоту вращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающей способности, определим возможные частоты вращения вала ЭД:
об/мин.
Принимаем частоту вращения вала двигателя при известной мощности и типе двигателя, равной 965 об/мин.
|
Габаритные размеры, мм |
Установочные размеры, мм |
|||||||||||
|
L |
B1 |
B4 |
B5 |
H |
L3 |
l |
2C |
2G |
d |
d4 |
h |
|
|
468 |
318 |
238 |
165 |
361 |
108 |
80 |
254 |
178 |
38 |
14 |
160 |
|
Типо-размер АОП2 |
Nном, кВт |
n, об/мин при Nном |
Мпуск/Мном |
|
|
51-6 |
5,5 |
965 |
1,8 |
2. Кинематический расчёт
2.1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:
.
По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням. Для зубчатого цилиндрического двухступенчатого редуктора:
. (2.1)
Найдем передаточное отношение для первой (быстроходной) ступени:
Найдем передаточное отношение для второй ступени:
2.2 Определение частот вращения на валах двигателя
об/мин;
об/мин;
об/мин;
об/мин;
об/мин.
привод ленточный конвейер редуктор
3. Определение крутящих моментов на валах привода
Крутящий момент на валу I рассчитываем по следующей формуле:
(3.1)
где - угловая скорость вала двигателя, 1/с.
Переход от частоты вращения вала к его угловой скорости осуществляется по нижеприведенной формуле, если частота имеет размерность об/мин, а угловая скорость - 1/c:
(3.2)
В нашем случае угловая скорость вала двигателя равна:
1/c.
Определим крутящий момент на валу I:
.
При определении крутящего момента на валу II следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на втором валу. Таким образом, рассчитывать крутящий момент на валу II следует по формуле:
(3.3)
Где - КПД пары подшипников качения на втором валу.
.
Крутящий момент на валу III рассчитываем по нижеприведенной формуле:
(3.4)
Где - КПД зубчатой передачи первой ступени;
- КПД пары подшипников качения на третьем валу.
.
(3.5)
Где - КПД зубчатой передачи второй ступени;
- КПД пары подшипников качения на четвертом валу.
.
(3.6)
Где - КПД опор пятого вала.
.
4. Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора
4.1 Расчёт быстроходной ступени
4.1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени
Межосевое расстояние определяется по следующей формуле, см. [1, стр.]:
, (4.1)
Где - коэффициент нагрузки; при несимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузки заключён в интервале 1,11,3;
- коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем равным 0,25, см. [1, стр.27].
4.1.2 Выбор материалов
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: согласно [1, стр.28] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 260; для колеса - сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 280.
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле [1, стр.27]:
(4.2)
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. Согласно [1, стр.27] при средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:
; (4.3)
- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают =1. В других условиях, когда эквивалентное число циклов перемены напряжений меньше базового , то, согласно [1, стр.28] вычисляют по формуле:
. (4.4)
Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали: по [1, стр. 27] при твёрдости стали НВ 200-500 значение возрастает по линейному закону от 107 до . Т.е. для НВ = 260 =, а для НВ = 280 =; - коэффициент безопасности; согласно [1, стр. 29] для колёс из улучшенной стали принимают =. В данной работе предлагаю использовать среднеарифметическое =1,15.
4.1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле:
, (4.5)
где - частота вращения вала, мин-1;
t - общее календарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в сутки Kсут = 0,5 и год Kгод = 0,7, а также срока службы привода h = 8 лет;
часов;
T - момент, развиваемый на валу.
Применительно к нашему графику нагрузки: Т1 = Т при t1 = ; Т2 = при t2 = 0,7t.
Определим по формуле 4.4 эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов II, III, IV:
=;
=;
=.
Так как во всех трёх случаях число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем =1.
4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни
Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z1 по выражению 4.2:
Н/мм2.
4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса
Определяем допускаемые напряжения для колеса Z2 по выражению 4.2:
Н/мм2.
4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс
Согласно [1, стр.29] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:
, (4.6)
где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z1 и колеса Z2.
Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия 1,23, см [1, стр.29]:
Н/мм2;
так как 507,26 Н/мм2 < Н/мм2, то проверочное условие выполняется.
4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени
По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние, принимая :
=
= мм.
Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм, см. [1, стр.30].
4.1.9 Определение модуля
Согласно [1, стр.30] модуль следует выбирать в интервале :
= мм;
по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр.30], принимаем 1,5.
4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр.30]:
, (4.7)
где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале , см. [1, стр.30].
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:
;
принимаем =164.
Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр.30]:
; (4.8)
Принимаем =33.
Рассчитаем :
По полученным значениям определяем передаточное отношение:
;
расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:
, что меньше 2,5%.
Определим уточнённое значение угла наклона зуба:
отсюда = 10,260.
После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр.31]:
; (4.9)
мм.
4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса
Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр.38]:
; (4.10)
. (4.11)
мм;
мм. Проверка:
мм.
Вычислим диаметры вершин зубьев:
; (4.12)
; (4.13)
мм;
мм.
Диаметры впадин зубьев:
; (4.14)
; (4.15)
мм;
мм.
Ширина колеса:
; (4.16)
мм.
Ширина шестерни:
мм; (4.17)
мм= мм:
принимаем =35 мм.
4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
; (4.18)
.
4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности
; (4.19)
м/c.
Согласно [1, стр.27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.
4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
Коэффициент КН, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением, см. [1, стр.26]:
, (4.20)
Где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- динамический коэффициент.
По [1, стр.32] находим:
= 1,07; = 1, 06; = 1,0.
4.1.15 Проверка контактных напряжений
Условие для проверочного расчёта косозубых передач, см. [1, стр.26]:
; (4.21)
Н/мм2 < = 499 Н/мм2.
4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению, см. [1, стр.38]:
, (4.22)
Где Ft - окружная сила, действующая в зацеплении;
, (4.23)
Н;
KF - коэффициент нагрузки;
, (4.24)
пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр.35-36], находим = 1,14 и = 1,1;
.
Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни ; ;
для колеса ; .
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле, см. [1, стр.36]:
. (4.25)
По таблице 3.9 из [1, стр.37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ; для шестерни Н/мм2; для колеса Н/мм2.
Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1. Допускаемые напряжения и отношения :
для шестерни Н/мм2; Н/мм2;
для колеса Н/мм2; Н/мм2.
Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев шестерни.
Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, см. [1, стр. 39]:
, (4.26)
где - угол наклона линии зуба;
. = 0,75.
Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:
Н/мм2,
что значительно меньше Н/мм2.
4.2 Расчёт тихоходной ступени
4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени
Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм2:
=
= мм.
Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм, см. [1, стр. 30].
4.2.2 Выбор материалов
Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходной: сталь легированную 30ХГС улучшенную с твердостью НВ 250 для шестерни с твёрдостью НВ 220 для колеса.
4.2.3 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени
Значения расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и быстроходной ступеней совпадают, т.е.:
Н/мм2;
4.2.4 Определение модуля
Согласно [1, стр.30], модуль следует выбирать в интервале :
= мм;
по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр.30], принимаем 2,5.
4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр.30]:
, (4.22)
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:
;
принимаем =126.
Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр.30]:
; (4.23)
Принимаем =27.
Рассчитаем :
По полученным значениям оределяем передаточное отношение:
;
расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:
, что меньше 2,5%.
Определим уточнённое значение угла наклона зуба:
отсюда = 10,260.
После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:
; (4.24)
мм.
4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса
Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]:
; (4.25)
. (4.26)
мм;
мм.
Проверка: мм.
Вычислим диаметры вершин зубьев:
; (4.27)
; (4.28)
мм;
мм.
Диаметры впадин зубьев:
; (4.29)
; (4.30)
мм;
мм.
Ширина колеса:
; (4.31)
мм.
Ширина шестерни:
мм; (4.32)
мм= мм: принимаем =68 мм.
4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
; (4.33)
.
4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности
; (4.34)
м/c.
Согласно [1, стр.27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.
4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
По [1, стр.32] находим: = 1,06; = 1, 06; = 1,0.
Используя выражение 4.20, вычисляем коэффициент нагрузки:
4.2.10 Проверка контактных напряжений
Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой, что и для быстроходной:
Н/мм2 < = 507,2 Н/мм2.
4.2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна
, (4.35)
Н;
Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,115 и = 1,1;
.
Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни ; ;
для колеса ; .
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25:
.
По таблице 3.9 из [1, стр.37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ;
для шестерни Н/мм2;
для колеса Н/мм2.
Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.
Допускаемые напряжения и отношения :
для шестерни Н/мм2; Н/мм2;
для колеса Н/мм2; Н/мм2.
Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.
Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение 4.26:
. = 0,75.
Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:
Н/мм2,что значительно меньше Н/мм2.
5. Предварительный расчёт и конструирование валов
Условие прочности валов:
, (5.1)
где - допустимое напряжение =15.30 Мпа (Н/мм2).
, (5.2)
, (5.3)
гдеd - диаметр вала, мм;
Т - крутящий момент на валу, .
5.1 Расчёт и проектирование второго вала привода
, (5.4)
где dII - диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;
мм.
Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканчивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8.
Для обеспечения передачи крутящего момента с вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнить условие:
мм, (5.5)
где - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;
- диаметр вала выбранного электродвигателя;
мм.
Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена (), принимаем dII = 30 мм.
Вычислим диаметр вала под подшипником:
мм, (5.6)
мм.
Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.
мм, (5.7)
где - диаметр буртика;
мм.
Принимаем мм.
5.2 Расчёт и проектирование третьего вала
Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:
мм;
Принимаем dIII = 34 мм;
, (5.8)
поэтому принимаем = 35 мм.
мм, (5.9)
где - диаметр вала под колесом.
мм,
принимаем = 38 мм.
мм; (5.10)
мм,
принимаем = 42 мм.
5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода
Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:
мм;
учитывая, что , принимаем = 55 мм.
мм,
принимаем мм.
мм,
принимаем мм.
,
принимаем мм.
6. Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
Смазывание зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.
Сорт масла назначаем по таблице 8.8 [1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:
при Н/мм2 и м/с,
рекомендуемая вязкость масла по таблице 8.8 из [1, стр.164] равна 118 сСт. По таблице 8.10 [1, стр. 165] принимаем индустриальное масло И - 100А по ГОСТ 20799-75.
В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину, равную мм; тихоходное колесо погружают на глубину на глубину не менее мм.
Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя.
Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Для выбора смазки подшипников служит критерий ммоб/мин применяется пластичная смазка [1, стр.131], которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке.
По [1, стр.131] принимаем универсальную среднеплавкую смазку марки УС-1 по ГОСТ 1033-73.
7. Конструктивные размеры шестерни и колеса
7.1 Быстроходная ступень
Шестерня мм; мм; мм; =35 мм. Колесо мм; мм; мм; мм.
Определяем диаметр и длину ступицы колеса:
()
мм,
принимаем мм.
мм,
принимаем мм.
Толщина обода:
мм,
принимаем мм.
Толщина диска:
мм.
7.2 Тихоходная ступень
Шестерня мм; мм; мм; =68 мм. Колесо мм; мм; мм; мм.
Определяем диаметр и длину ступицы колеса:
мм,
принимаем мм.
мм,
принимаем мм.
Толщина обода:
мм,
принимаем мм.
Толщина диска:
мм.
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок:
корпуса мм;
крышки.
Принимаем мм.
Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:
мм.
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
мм;
мм,
принимаем мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных
мм,
принимаем болты с резьбой М20;
у подшипников
мм,
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих корпус с крышкой
мм,
принимаем болты с резьбой М12.
9. Составление расчётной схемы привода
Рис. 9.1
Определим силы, действующие в зацеплении (рис.9.1):
быстроходной ступени
1) окружная Н;
2) радиальная Н;
3) осевая Н;
тихоходной ступени
1) окружная Н;
2) радиальная Н;
3) осевая Н;
9.1 Вал ЕF (IV)
Рис. 9.2
Окружная сила
радиальная сила колеса (б=20°):
осевая сила (в=10,26°):
Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости
Составим уравнение относительно точки Е:
Проверка:
Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости
Составим уравнение относительно точки F:
Проверка:
9.2 Вал СD (III)
Окружная сила
радиальная сила колеса (б=20°):
осевая сила (в=10,26°):
Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости
Составим уравнение относительно точки D:
Рис. 9.3
Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости
Составим уравнение относительно точки C:
9.3 Вал AB (II)
Рис. 9.4
Окружная сила
радиальная сила колеса (б=20°):
осевая сила (в=10°26'):
Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости
Составим уравнение относительно точки A:
Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости
Составим уравнение относительно точки B:
10. Расчет долговечности подшипников
Расчетную долговечность Lh в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Рэк.
где Lh - расчетный срок службы подшипника, ч;
n - частота вращения внутреннего кольца;
C - динамическая грузоподъемность;
Pэкв - эквивалентная нагрузка,
где Х - коэффициент радиальной нагрузки;
V - коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;
Fr - радиальная нагрузка, Н;
Y - коэффициент осевой нагрузки, Н;
Fa - осевая нагрузка, Н;
Кt - температурный коэффициент, принимаемый в соответствии с рекомендациями [5, стр 118] Кt = 1;
Kу - коэффициент безопасности; принимаем Kу = 1,3.
Вал IV:
,
По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты: е = 0,22; Х = 0,56; Y = 1,99.
Тогда осевые составляющие реакции:
Суммарная осевая нагрузка:
Эквивалентная нагрузка:
Тогда долговечность подшипников на валу IV:
Вал III:
По найденным соотношениям, в соответствии с [5, 119] определяем коэффициенты: е = 0,29; Х = 0,45; Y = 1,84.
Тогда осевые составляющие реакции:
Суммарная осевая нагрузка:
Эквивалентная нагрузка:
Долговечность подшипников на валу III:
Вал II:
Опора В (радиальный подшипник серии 207):
Опора А (радиальный подшипник серии 207): е = 0,319; Х = 0,4; Y = 1,881. Осевая составляющая:
Суммарная осевая нагрузка:
Эквивалентная нагрузка:
Долговечность подшипников опоры А валу II:
В соответствии с полученными данными и рекомендациями [5, стр 117] можно сделать вывод, что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора.
11. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78, см. табл.8.9 [2, стр. 169].
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2, стр. 170]:
, (10.1)
гдеTраб - передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ; , где .
Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1,8.
d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
b, h - размеры сечения шпонки, мм;
t1 - глубина паза вала, мм;
- допускаемое напряжение смятия.
Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.
Ведущий вал: мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки l = 56 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 64 мм); момент на ведущем валу ;
МПа <
(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).
Промежуточный вал: мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки под колесом l = 33 мм; момент на промежуточном валу ;
МПа < .
Ведомый вал: проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 53 мм; момент на промежуточном валу ;
МПа < .
Проверим шпонку под полумуфтой на выходном участке вала: мм; ; t1 = 5,0 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент на промежуточном валу ;
МПа > ,
учитывая, что материал полумуфты МУВП - чугун марки СЧ 20.
Для предотвращения смятия шпонки на выходном участке вала установим вторую шпонку под углом 1800. Тогда
МПа < .
12. Уточнённый расчёт промежуточного вала
Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валов производится аналогично.
Материал промежуточного вала - сталь 45 нормализованная. По табл.3.3 [2, стр.34] находим механические свойства нормализованной стали 45, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае меньше 90 мм: МПа.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Рис. 12.1
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 32 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. Рис. 12.1). По таблице 8.5 [2, стр. 165] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [2, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].
Крутящий момент на валу .
Крутящий момент в горизонтальной плоскости
;
изгибающий момент в вертикальной плоскости
;
суммарный изгибающий момент в сечении А-А
.
Момент сопротивления кручению (d=32; b=10 мм; t1=5 мм)
мм.
Момент сопротивления изгибу
мм.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Мпа.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа;
среднее напряжение изгиба
МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
.
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] =1,5-1,7. Учитывая требования жёсткости, рекомендуют [s] =2,5-3,0. Полученное значение s=4,02 достаточно. Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом от ш 32 мм к ш 37 мм: при и по таблице 8.2 [2, стр.163] коэффициенты концентраций напряжений и . Масштабные факторы и ; коэффициенты и . Крутящий момент в горизонтальной плоскости
;
изгибающий момент в вертикальной плоскости
;
суммарный изгибающий момент в сечении А-А
.
Осевой момент сопротивления сечения
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений
МПа; МПа.
Полярный момент сопротивления
мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
Коэффициенты запаса прочности
;
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В
.
Так как s> [s] =2,5, то прочность вала в сечении В-В обеспечена.
13. Назначение посадок деталей редуктора
Назначение посадок производится при разработке конструкции. Посадки указывают на чертеже общего вида, а затем на рабочих чертежах деталей проставляют предельные отклонения.
Это выполняется одним из трёх способов:
1. условным обозначением
2. числовыми значениями отклонений, мм.
3. условным обозначениями совместно с числовыми, взятыми в скобки.
Первый способ применяют, если номинальный размер включён в ГОСТ 6636-69 и отклонения приняты по системе отверстия СТ СЭВ 145.75
В других случаях оправдано применение второго или третьего способов.
Назначение посадок проводим в соответствии с данными таблицы 10.13 [2, стр. 263].
Определим посадки для промежуточного вала.
Зубчатые колёса на вал напрессовываются с посадкой Н7/r6 по ГОСТ 25347-82, обеспечивающей гарантированный натяг.
Посадка с натягом
Шейки валов под подшипниками выполнены с отклонением вала k6.
Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Переходные посадки
Отклонение под распорные втулки H8/h8.
Посадка с зазором
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.
Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал напрессовывают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100єС;
в промежуточный вал закладываем шпонку 12 Ч 8 Ч 75 и напрессовывают зубчатое колесо и щестерню до упора в распорные кольца, затем устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле;
в ведомый вал закладываем шпонку 14 Ч 9 Ч 35, напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в бурт вала, устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники, нагретые в масле.
Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора, и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 Ч 36 ГОСТ 3129 - 70; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжетные уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.
Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.
В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора.
Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.
Литература
1. С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов - М.: Машиностроение, 1979. - 351с.
2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Т.М. Ицкович, В.П. Козинцов. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 351с.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 1999. - 454с.
4. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов,: Учебное пособие. - 2-е изд., перераб. и дополн. - К: Выща. шк., 1990. - 151с.: ил.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т. Т.1 - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - 736с.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.
курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010Проект привода к ленточному конвейеру: кинематическая схема. Расчёт электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор зубчатой муфты, определение частоты вращения выходного вала; сборка редуктора, система смазки.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.02.2011Подбор электродвигателя и его обоснование. Разбивка общего передаточного числа привода ленточного конвейера. Расчет цилиндрической зубчатой и поликлиноременной передачи. Определение консольных сил, размеров ступеней валов, реакций в опорах подшипника.
курсовая работа [269,4 K], добавлен 23.10.2014Подбор электродвигателя и определение номинальной мощности на выходе привода. Использование двухступенчатой червячной передачи. Расчет быстроходной и тихоходной передачи, валов редуктора и конструирование червячных колес. Параметры корпуса редуктора.
курсовая работа [265,6 K], добавлен 23.10.2011Подбор электродвигателя и проектирование двухступенчатого червячного редуктора. Критерии проектирования: выбор размеров и материалов редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной передачи. Конструирование червяков и червячных колес. Компоновка редуктора.
курсовая работа [263,1 K], добавлен 12.01.2012Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.
курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012Кинематический расчет привода закрытой цилиндрической зубчатой передачи, выбор электродвигателя. Расчет открытой клиноременной передачи. Прочностной расчет быстроходного вала редуктора, подшипников качения. Обоснование и выбор соединительных муфт.
курсовая работа [807,6 K], добавлен 09.10.2014Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.
курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015Особенности подбора электродвигателя. Кинематический расчет привода, валов и плоскоременной передачи. Анализ цилиндрической прямозубой и шевронной передачи. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Характеристика подбора муфты и компоновка редуктора.
курсовая работа [610,2 K], добавлен 17.05.2011Кинематический и силовой расчет привода. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость. Проектный расчет зубчатой передачи, подшипников качения, шпоночных соединений. Конструирование деталей редуктора.
курсовая работа [830,3 K], добавлен 05.01.2012Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022Выбор и проверка электродвигателя. Схема редуктора. Диапазон возможных передаточных чисел для привода. Возможные частоты вращения электродвигателя. Требуемая максимальная мощность. Определение мощности, крутящих моментов на валах и срока службы привода.
контрольная работа [86,7 K], добавлен 25.04.2012Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011Проектирование привода и редуктора. Передаточное отношение привода, выбор электродвигателя. Оптимальный вариант компоновки редуктора. Обработка результатов расчета на ПЭВМ. Геометрический расчет передач редуктора. Оценка условий и выбор способа смазки.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 18.10.2011Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колёс. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников. Размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников. Расчёт шпонок на смятие.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 09.06.2015Кинематический расчет привода. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет первой и второй ступени редуктора. Подбор и расчет валов и подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты и сборка редуктора.
курсовая работа [711,5 K], добавлен 29.07.2010Общая характеристика устройства редуктора; ознакомление с технологией его сборки. Расчет ременной передачи, зубчатых колес, валов, подшипников, шпонок и корпуса. Рассмотрение правил выбора смазки. Изучение экономического эффекта привода к конвейеру.
курсовая работа [527,9 K], добавлен 12.04.2014Определение общего КПД привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Определение передаточного числа редуктора, конструктивных особенностей зубчатых колес и деталей редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной передач. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [366,1 K], добавлен 07.04.2013
