Привод конвейера
Расчет и проектирование механического привода (конвейера). Выбор электродвигателя. Определение мощностей и крутящих моментов, цилиндрической косозубой и плоскоременной передачи, валов, муфт, подшипников, шпонок. Назначение посадок. Описание сборки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 26.06.2014 |
| Размер файла | 3,1 M |
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 образования Республики Беларусь
Белорусский национальный технический университет
Факультет технологий управления и гуманитаризации
Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»
Пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине: «Прикладная механика»
на тему: «Привод конвейера»
Разработала
Савич Е.В.
студентка 3 курса 108031-11 группы
Руководитель
Сонич О.
Минск 2014
Содержание
Введение
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2.Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
3.Расчёт передач
3.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи
3.2 Расчет открытой плоскоременной передачи
4.Предварительный расчет диаметров валов
5.Подбор и проверочный расчет муфт
6.Предварительный подбор подшипников
7.Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
7.1 Компоновочная схема
7.2 Выбор способа смазывания передач
7.3 Выбор способа смазывания подшипников
7.4 Определение размеров корпусных деталей
8.Расчет валов по эквивалентному моменту
9.Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
9.1 Долговечность подшипников на входном валу
9.2 Долговечность подшипников на выходном валу
10.Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
11.Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
12.Расчет валов на выносливость
13.Описание сборки редуктора, регулировка подшипников и зацеплений
Список использованных источников
Введение
Основу данного курсового проекта составляет расчет и проектирование механического привода.
Целью курсового проекта является приобретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов на основе полученных теоретических знаний.
Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).
Двигатель служит для сообщения системе энергии (крутящего момента).
Муфта служит для передачи крутящего момента с одного вала на другой. Кроме того муфты служат для включения (отключения) механизмов при постоянно работающем двигателе (управляемые), предохранение механизмов от поломок при перегрузках (предохранительные), уменьшение динамических нагрузок (упругие). Часто муфты выполняют одновременно несколько функций.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач (в данном проекте из зубчатой цилиндрической косозубой передачи) выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Преимущества цилиндрических редукторов: высокий КПД, большая нагрузочная способность, низкий нагрев (этому способствует высокое КПД), уверенная работа при частых пусках-остановках, а также при неравномерных нагрузках.
Недостатки цилиндрических редукторов: маленькое передаточное число на одной ступени, уровень шума намного выше в сравнению с червячными, отсутствие самоторможения.
Плоскоременная передача -- это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (ремня) за счёт сил трения или сил зацепления (зубчатые ремни). Может иметь как постоянное так и переменное передаточное число (вариатор), валы которого могут быть с параллельными, пересекающимися и со скрещивающимися осями. Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких).
Недостатки: большие габариты, малая несущая способность, проскальзывание (не относится к зубчатым ремням), малая долговечность.
Достоинства: плавность работы, бесшумность, компенсация перегрузок, нет необходимости смазывать, малая стоимость, легкий монтаж, возможность работы на высоких окружных скоростях, при выходе из строя, нет повреждений.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Рис. 1.1 - Кинематическая схема привода: 2, 4, 5, 8, 9 - Валы привода (2 - входной вал редуктора; 4, 5, 8 - промежуточные валы редуктора; 9 - выходной редуктора); 1 - электродвигатель; 3 - ременная передача; 6 - цилиндрическое косозубое зацепление; 7 -муфта приводная; 10 -барабан.
Исходные данные:
|
Ft, кН |
3,2 |
Кгод |
0,75 |
|
|
V, м/с |
2,5 |
Ксут |
0,4 |
|
|
D, мм |
150 |
L, лет |
6 |
Режим нагрузки - постоянный.
Плоскоременная передача расположена горизонтально.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Для того чтобы рассчитать потребляемую (требуемую) мощность электродвигателя, определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода [1, стр.15,табл.3.1]:
где - коэффициент полезного действия открытой плоскоременной передачи: = 0,95;
- коэффициент полезного действия, учитывающий потери в одной паре подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников): = 0,99;
- коэффициент полезного действия закрытой передачи цилиндрического косозубого редуктора: = 0,97;
- коэффициент полезного действия, учитывающий потери в муфте: = 0,98.
= 0,97·0,95·0,98·0,992 = 0,885.
Определяем потребляемую (требуемую) мощность электродвигателя по формуле:
,
где - мощность на выходном валу.
Подбираем электродвигатель по заданной асинхронной частоте вращения = 318,5 об/мин и потребляемой мощности = 9,04 кВт.
Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью , равной или несколько превышающей :
.
Принимаем электродвигатель, для которого = 11 кВт. [2, стр.23, табл. 2.4], [3, стр.70, табл. 5.1].
Каждому значению номинальной мощности = 11 кВт соответствует не один, а несколько типов двигателей с различными синхронными частотами вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного отношения (числа) привода и его ступеней.
Определим диапазон синхронных частот для двигателя, используя формулу:
,
где - общее передаточное отношение.
Диапазон значений передаточного отношения ременной передачи - от 2 до 4, цилиндрического редуктора - от 2 до 5.
Находим диапазон значений общего передаточного отношения:
.
Так как диапазон значений общего передаточного отношения - от 4 до 20, то искомый диапазон синхронных частот для электродвигателя составляет:
Принимаем электродвигатель номинальной мощности Pном = 11 кВт единой серии 4А типа 132М243 с синхронной частотой вращения = 3000 об/мин.
Используя заданное для данного типа электродвигателя скольжение S = 2,3%, находим его асинхронную частоту вращения:
об/мин.
Тогда общее передаточное отношение:
Передаточное отношение - стандартизированный параметр.
Преимущественный ряд значений передаточных отношений для цилиндрического редуктора: 2; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3. Выбираем из представленного ряда передаточное отношение редуктора, учитывая, что диапазон значений передаточного отношения ременной передачи - от 2 до 4 и что >
Если = 4, то = 9,2/4 = 2,3 - передаточное отношение ременной передачи попадает в указанный диапазон и > ( 4 > 2,3).
2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
Определяем мощности на валах привода:
Определяем частоты вращения:
.
Определяем угловую скорость на каждом валу:
Находим крутящий момент для каждого вала:
Таблица 3.1 - Результаты кинематического расчета привода
|
Номер вала |
P, кВт |
n, |
щ, c-1 |
T, Н·м |
|
|
I (вал электродвигателя) |
9,04 |
2931 |
306,78 |
29,47 |
|
|
II (входной вал ) |
8,588 |
1274,35 |
133,38 |
64,387 |
|
|
III (выходной вал) |
8,165 |
318,59 |
33,34 |
244,9 |
|
|
IV (вал рабочего органа) |
8 |
318,59 |
33,34 |
239,95 |
3. Расчёт передач
3.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи
Выбор материала зубчатых колес и способы их термообработки
Цилиндрическая косозубая передача редуктора: частота вращения ведущего вала n1 = 1274,35 об/мин, передаточное отношение редуктора = 4; частота вращения ведомого вала n2 = 318,59 об/мин, вращающие моменты на валах T1 = 64,387 Н·м, T2 = 244,9 Н·м; передача нереверсивная, нагрузка постоянная.
Материала для изготовления шестерни выбираем по таблице [1, стр.21, табл.3.4] - сталь 40X c термообработкой улучшение, для изготовления колеса - сталь 40X c термообработкой улучшение.
Твердость шестерни: HB1 = 300 HB; твердость колеса: HB2 = 270 HB.
Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения рассчитываются по формуле:
,
где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
SH - коэффициент запаса прочности, для колес с твердостью HB < 350HB SH = 1,1;
ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
ZL - коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;
ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;
ZW - коэффициент, учитывающий влияние перепада твердостей сопряженных поверхностей зубьев;
При проектировочном расчете принимают
ZN - коэффициент долговечности:
,
где - базовое число циклов нагружений (базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости), принимается по графику или рассчитывается по формуле:
;
= 30·(300)2,4 = 26,437·106 циклов;
= 30·(270)2,4 = 20,53·106 циклов;
NK - число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при постоянной нагрузке
,
где c - количество пар зацеплений; зацепляются 2 колеса, поэтому 1 пара зацеплений: c = 1;
n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса: шестерни - n1 = 1274,35 об/мин, колеса - n2 = 318,59 об/мин;
Lh - долговечность привода, рассчитываем по формуле:
Так как и , то
Для рассматриваемой цилиндрической передачи в качестве расчетного принимаем
Расчет допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач определяются по формуле:
,
где - предел выносливости зубьев при изгибе
,
,
коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, YZ = 1;
коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности принимают = 1;
коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; если этого нет, то = 1;
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверс); при одностороннем приложении нагрузки, YA =1.
Определим предел выносливости зубьев при изгибе:
SF - коэффициент запаса прочности (коэффициент безопасности), SF = 1,4 - 1,7, примем SF = 1,5;
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности; при отсутствии полирования переходной поверхности зуба, YR = 1;
коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, YХ = 1;
опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; примем Y = 1,0.
YN - коэффициент долговечности
,
где qF - показатель степени; принимаем qF = 6;
базовое число циклов нагружения (базовое число циклов перемены напряжений): для любых сталей = 4·106 циклов;
NK - общее число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при нагрузках с постоянными амплитудами
;
,
Проектировочный расчет передачи
Расчетное межосевое расстояние:
,
где Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ka=430;
- передаточное число передачи, ;
- вращающий момент на колесе, ;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметра по графику [стр.57, рис. 5.3, 1]
- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;
- коэффициент ширины шестерни относительно ее межосевого расстояния, принимаем из стандартного ряда чисел [1,стр.22]
=0,315;
, следовательно, из графика
Полученное ориентировочное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по предпочтительному ряду [1,стр.55, табл. 5.4]. Принимаем мм.
Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона
Из стандартного ряда модулей [1, стр.55, табл. 5.5] принимаем
Рабочая ширина колеса
== 0,315140 = 44 мм;
Ширина шестерни
Принимаем
Угол наклона зубьев для косозубого зацепления без смещения рекомендуется .
Предварительно приняв коэффициент осевого перекрытия , определим минимальный угол наклона зубьев:
;
Величиной угла можно задаться, например,
Суммарное число зубьев
.
Определим число зубьев шестерни и колеса .
Фактическое передаточное число
Для того, чтобы вписать косозубую цилиндрическую передачу в заданное межосевое расстояние мм при принятых числах зубчатых колес, уточним угол наклона зубьев:
Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:
примем
примем
примем
примем
Выполним проверку межосевого расстояния:
Вычислим величину усилий, действующих в зацеплении:
- окружная:
- радиальная:
- осевая:
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого
контактных напряжений:
,
где - контактное напряжение в полюсе зацепления:
.
- коэффициент нагрузки: .
- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженеых стальных зубчатых колес.
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
,
где - делительный угол профиля в торцовом сечении: ;
- основной угол наклона для косозубой передачи:
;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых передач при
,
при
;
- коэффициент торцового перекрытия:
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:
где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1,стр.56, табл. 5.7];
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1,стр.56, табл. 5.8];
- окружная скорость зубчатых колес:
=2,47;
;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых при осевом коэффициенте перекрытия , [4,стр.56, табл. 59]
Определим процент перегрузки:
Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
Расчетное местное напряжение при изгибе
,
где - коэффициент нагрузки: ;
где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:
где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;
0,06 [1,стр.56, табл. 5.7]
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра по графику [1,стр.57, рис.5.4] , ,
;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
=1,22 [1,стр.56, табл. 5.9];
- коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач = 1 - ( / 120°) = 1 - 1,05() = 0,911 ? 0,7;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при ? 1
- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений [1,стр.58, рис.5.5];
Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение , проверку необходимо производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;
Определим эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Принимаем: .
Расчетное местное напряжение при изгибе:
Условие прочности выполняется:=315 Мпа.
3.2 Расчет открытой плоскоременной передачи
Выбор основных параметров плоскоременной передачи
Выбираем плоский резинотканевый ремень [5,стр.20,табл.7.1] с наибольшей допускаемой нагрузкой на прокладку р0 = 3 Н/мм ширины, расчетной толщиной прокладки с резиновой прослойкой д0 = 1,2 мм, числом прокладок по ширине ремня z = 3.
Определяем диаметр ведущего шкива для резинотканевых ремней по формуле Северина [7, стр. 19]:
По найденному значению подбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 [5, стр. 122]: d1 = 160 мм.
Диаметр ведомого шкива
где е = (0,01ч0,03) - коэффициент проскальзывания, для плоскоременной передачи принимаем е = 0,02;
Вычисленное значение диаметра ведомого шкива округляем до ближайшего стандартного значения [5,стр. 122]: = 355 мм.
Уточняем передаточное отношение ременной передачи:
и проверяем его отклонение:
Условие выполняется.
Находим межосевое расстояние передачи:
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
Длина ремня (без учета припуска на соединение концов):
Округляем значение длины ремня до целого числа L = 2880 мм.
Ширина резинотканевого ремня определяется по формуле:
где Ft - окружная сила на ремне:
где P1 - мощность на ведущем шкиве;
- расчетная скорость ремня (на ведущем шкиве):
z - число прокладок по ширине ремня, выбираемое по таблице [5,стр.20,табл.7.1]: z = 3; причем должно соблюдаться условие д ? 0,025·d1,
где д - общая толщина прокладок с резиновой прослойкой:
где - толщина одной прокладки с резиновой прослойкой, выбираемая по таблице = 1,2 мм;
условие выполняется;
- допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки:
где - наибольшая допускаемая нагрузка на 1 мм ширины прокладки; выбираем из таблицы = 3 Н/мм ширины;
- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего (ведущего) шкива:
- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня:
;
- коэффициент, учитывающий влияние режима работы: для ленточных конвейеров с небольшими нагрузками = 1;
- коэффициент наклона, учитывающий расположение передачи: если угол наклона линии, соединяющий центры шкивов, к горизонту не превышает 60є (редуктор с горизонтальным расположением валов), то принимают Си = 1;
Найденное значение ширины резинотканевого ремня округляем до ближайшего большего по таблице [5,стр.120,табл.7.1]: = 63 мм.
Проверочный расчет плоскоременной передачи на долговечность
Расчетная долговечность ремня:
где - напряжение предела выносливости: для резинотканевых =7 МПа;
- базовое число циклов;
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:
- коэффициент нагрузки, при постоянной нагрузке Cн=1;
- максимальное напряжение в ремне:
где - напряжение растяжения в ведущей ветви ремня:
где - сила натяжения ведущей ветви ремня:
- сила натяжения ведомой ветви ремня:
где Ft = 368,378 Н - окружная сила в ремне ;
F0 -сила предварительного натяжения ремня:
где у0 - напряжение от предварительного растяжения ремня: у0 = 1,8 МПа;
b = 63 - ширина ремня;
д = 3,6 - общая толщина прокладок
где уи - напряжение от изгиба ремня:
где Еи = 100ч200 МПа - модуль упругости для резинотканевых ремней: Еи = 100 МПа;
где - напряжение от центробежной силы ремня:
где с = 1100ч1200 кг/м3 - плотность ремня: с = 1100 МПа;
- множитель для перевода в МПа;
максимальное напряжение в ремне не должно превышать предела выносливости ? 7 Мпа. Условие выполняется.
л- коэффициент пробегов (или число пробегов):
Полученное значение долговечности должно лежать в пределах от 1000 ч до 5000 ч, условие выполняется.
Находим нагрузку на валы передачи по формуле:
4.Предварительный расчет диаметров валов
Принимаем для валов редуктора: материал - сталь 40X - улучшение, твердость заготовки 270 HB, предел прочности МПа, предел текучести, = 750 МПа [6,стр.185,табл.10.2].
Диаметр вала (исходя из условия на кручение):
где T - крутящий (вращающий) момент на валу;
- допускаемое напряжение на кручение: = 10…30 МПа;
на входном валу (на котором находится шкив) принимаем = 15 МПа; привод конвейер расчет проектирование
на выходном валу (на котором находится муфта) принимаем = 20 МПа.
Входной вал редуктора:
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [5,стр.161,], = 28 мм.
Примем диаметр вала под подшипник = 35 мм (значение, кратное 5). Для того чтобы при надевании подшипника на вал не повредить поверхность предыдущей ступени (под манжету), необходимо сделать эту ступень диаметром не больше, чем диаметр вала под подшипник. Принимаем диаметр под манжету = 30 мм. Диаметр вала под шестерню = 40 мм. Диаметр буртика принимаем = 45 мм.
Выходной вал редуктора:
Полученное значение округляем до ближайшего значения из стандартного ряда [5,стр. 161]: = 40 мм.
Примем диаметр вала под подшипник = 45 мм.
Диаметр под манжету = 42 мм.
Диаметр под колесо = 50 мм.
Диаметр буртика принимаем = 55 мм.
5. Подбор и проверочный расчет муфт
Размер муфты выбирают по диаметру вала и по величине вращающего момента [4, стр236],(Рис.5.1).
- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации;
Так как режим нагрузки постоянный, а привод не реверсивный,
муфту выбираем по диаметру вала и по величине крутящего момента:
= 244,9 Н•м; диаметр вала = 40 мм.
Муфта зубчатая. Муфта 1-1000-40-1 Гост 5006-94.
Рис.6.1 - Муфта зубчатая
Усилие на вал от муфты:
Табл.5.1 - Параметры и основные размеры, мм
|
T, кН·м |
n, мин-1 |
d |
D |
D1 |
D2 |
L |
l |
c |
B |
Зацепление |
||||
|
m |
z |
b |
l1 |
|||||||||||
|
1,0 |
2500 |
40 |
145 |
105 |
60 |
174 |
82 |
12 |
50 |
2,5 |
30 |
12 |
60 |
6. Предварительный подбор подшипников
Выбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии б=26є (по ГОСТ 831-75). [5, стр.399]
Для вала на шестерню подшипники:
|
Условное обозначение |
d |
D |
B |
C |
C0 |
|
|
46307 |
35 |
80 |
21 |
43,6 |
24,7 |
Для вала колеса подшипники:
|
Условное обозначение |
d |
D |
B |
C |
C0 |
|
|
46309 |
45 |
100 |
25 |
61,4 |
37,0 |
где: d - внутренний диаметр подшипника;
D - наружный диаметр подшипника;
В - ширина подшипника;
С - динамическая грузоподъёмность;
С0 - статистическая грузоподъёмность.
Рис. 6.1. Шариковые радиально упорные подшипники средней серии
7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
7.1 Компоновочная схема
Эскизная компоновка устанавливает положение шестерни и колеса, элементов открытой передачи и муфты относительно опор; определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой корпуса и колесом и между стенкой корпуса и ступицей колеса ~ 10 мм.
Конструируем узел ведущего вала: вычерчиваем подшипники качения в разрезе, располагая их симметрично относительно среднего сечения шестерни; вычерчиваем мазеудерживающий кольца (манжеты), вычерчиваем крышки подшипников.
Аналогично выполняем узел ведомого вала.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с скругленными торцами.
Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами.
7.2 Выбор способа смазывания передач
В целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций применяют смазывание зубчатых зацеплений и подшипников.
Для редуктора общего назначения применяют разбрызгивание жидкого масла. Масло заливают вовнутрь корпуса редуктора, и при его работе происходит разбрызгивание, а также образование масляного тумана, который попадает на рабочие поверхности деталей. Для того, чтобы масло не вытекало, в цилиндрических косозубых редукторах устанавливают маслоотбойные кольца.
Для расчетного контактного напряжения в зубьях уHР = МПа и окружной скорости зубчатых колес х = м/с кинематическая вязкость масла для смазывания зубчатых передач при 50єС, равна 28·10-6 м2/с [5,стр. 253, табл.10.8].
По найденному значению вязкости выбираем соответствующее масло [5, стр. 253, табл.10.10]: сорт масла - индустриальное, марка И-30А.
Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,3…0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности:
Принимаем V = 2,6 л.
Определяем высоту масла:
где V - объём масла;
A - площадь основания редуктора;
По компоновке определяем длину и ширину внутренней полости корпуса редуктора. Тогда высота масляной ванны:
Окончательно принимаем:
Уровень масла находится в пределах от второго колеса.
Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя.
При длительной работе повышается давление в корпусе. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхней части.
7.3 Выбор способа смазывания подшипников
Для предохранения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне влаги применяют манжетные уплотнители ГОСТ 8752-79 со следующими параметрами[4,стр.117, табл.8.1.1]:
Входной вал: d=30 мм, D=52 мм, h=10 мм.
Выходной вал: d=42 мм, D=62 мм, h=10 мм.
7.4 Определение размеров корпусных деталей
Определим основные размеры корпуса и крышки редуктора [4, стр.54, п.3],[ 4, стр.152, п.3]. Корпус редуктора выполняем литьем из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.
Для удобства сборки корпус выполняем разборным.
1. Толщина стенки корпуса и крышки:
По литейным требованиям толщину стенки корпуса принимаем
Принимаем
2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
4. Толщина фундаментных лап редуктора:
Принимаем
5. Диаметр фундаментных болтов:
Принимаем
6. Диаметр болтов у подшипников:
Принимаем
7. Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру:
Принимаем .
8. Расчет валов по эквивалентному моменту
Входной вал
Рис.8.1 - Расчетная схема вала
Из расчета передач имеем:
;
d = 56 мм; T = 64,387
Размеры между характерными точками определяемыми из компоновки:
Реакции опор в плоскости YOZ
Проверка:
,
.
Реакции опор в плоскости XOZ
;
Проверка:
,
Определяем суммарные радиальные реакции:
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси X:
I.
II.
III.
,
,
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
I.
II.
III.
,
,
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:
Диаметр опасного сечения:
= 60 МПа.
Рис.8.3 - Расчетная схема вала
Из расчета передач имеем:
;
d = 224 мм; T = 244,9
Размеры между характерными точками определяемыми из компоновки:
Реакции опор в плоскости YOZ
Проверка:
,
.
Реакции опор в плоскости XOZ
;
Проверка:
,
Определяем суммарные радиальные реакции:
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси X:
I.
II.
III.
,
,
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
I.
II.
III.
,
,
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:
Диаметр опасного сечения:
= 60 Мпа.
Рис. 8.4. Эпюры ведомого вала
9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
9.1 Долговечность подшипников на входном валу
Данные для расчета:
Примем шариковые радиально-упорные подшипники средней серии №46307 ГОСТ-831-75
Долговечность рассчитаем по формуле:
где - частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность;
=3 - для шариковых подшипников.
Параметр определим по таблице 9.18 [5, стр.212]:
Эквивалентная нагрузка:
где X - коэффициент радиальной силы;
Y - коэффициент осевой силы;
V - коэффициент, учитывающий вращение наружного или внутреннего кольца. Принимаем V=1;
- коэффициент нагрузки;
- температурный коэффициент;
- общая реакция в подшипниках:
Распределение нагрузки на подшипники, установленные в распор:
- распределение радиальных нагрузок по основным составляющим.
Так как и
Рассчитаем эквивалентные нагрузки:
Примем
Рассчитаем долговечность:
9.2 Долговечность подшипников на выходном валу
Данные для расчета:
Примем шариковые радиально-упорные подшипники средней серии №46309 ГОСТ-831-75
Параметр определим по таблице 9.18 [5, стр.212]:
Так как и
Рассчитаем эквивалентные нагрузки:
Примем
Рассчитаем долговечность:
10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцевыми поверхностями. Материал шпонки - Сталь 45.
Расчет проводим на смятие боковых граней выступающих из вала [4, стр.122, табл. 9.1.2]
Рис. 10.1 - Призматическая шпонка ГОСТ 23360-78
=140 Мпа - допустимое напряжение смятия;
где Т - крутящий момент на валу;
- диаметр вала;
- рабочая ширина шпонки: ;
- ширина шпонки;
- высота шпонки;
- глубина паза вала.
Расчет шпонки под колесом:
Т = 244,9 Н·м; ; ; ;
; ;
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
Расчет шпонки под муфтой:
Т = 244,9 Н·м; ; ; ;
; ;
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
Расчет шпонки под шкивом:
Т = 64,387 Н·м; ; ; ;
; ;
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от начального размера.
Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.
К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3,...,17, расположенных в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадку характеризует разность размеров деталей до сборки. Посадки могут обеспечить в соединении зазор и натяг.
Единая система допусков и посадок - ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации - ИСО.
Посадки основных деталей передач[5,стр.263, табл. 10.13]:
- посадка зубчатого колеса на вал;
- посадка зубчатой муфты;
- посадка шкива плоскоременной передачи;
- посадка на валы, там, где будут манжеты;
Отклонение отверстия - внутренние кольца подшипников качения на валы;
Отклонение отверстия - наружные кольца подшипников качения в корпусе.
Примечание: Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.
Шероховатости поверхностей по ГОСТ 2789-73[5,стр.266,табл.10,17]:
Ra 3,2 - торцы заплечников валов для базирования зубчатого колеса;
Ra 0,4 - поверхности валов под резиновые манжеты;
Ra 6,3 - радиусы гантелей на валах;
Ra 3,2 - рабочая поверхность шпоночных пазов;
Ra 3,2 - рабочая поверхность зубчатого колеса;
Ra 10 - рабочая поверхность шкива плоскоременной передачи;
Ra 0,63; Ra 1,25 - поверхности валов под подшипники и ступицы зубчатых колес, муфт, шкивов.
Допуск формы и расположение поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308.79,[5, стр.264]:
_ - допуск круглости формы;
= - допуск профиля продольного сечения;
? ? - допуск параллельности;
- допуск симметричности;
- допуск биения.
12. Расчет валов на выносливость
Коэффициент запаса прочности в опасных сечениях:
Входной вал
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
- предел прочности стали;
Мпа.
- амплитуды цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении:
= 98,47 Н·м - максимальный изгибающий момент;
- момент сопротивления сечения:
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе [5, стр.165, табл. 8.5]:
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности:
;
- масштабный фактор для нормальных напряжений [5, стр.166, табл. 8.8]:
- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, для углеродистых сталей:
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
Тогда сопротивления усталости только по изгибу:
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:
- амплитуда переменных составляющих касательных напряжений, равная половине максимального касательного напряжения от кручения:
где - крутящий момент на валу:
- полярный коэффициент сопротивления кручению:
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений от кручения[5, стр.165, табл.8.5]:
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности:
- масштабный фактор для касательных напряжений[5, стр.166, табл.8.8]:
- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, для легированных сталей:
Тогда сопротивления усталости от кручения:
Коэффициент запаса прочности:
Условие прочности выполняется, следовательно, параметры вала подобраны верно.
Выходной вал
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
- предел прочности стали;
Мпа.
- амплитуды цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении:
= 111,4 Н·м - максимальный изгибающий момент;
- момент сопротивления сечения:
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе [5, стр.165, табл. 8.5]:
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности:
;
- масштабный фактор для нормальных напряжений [5, стр.166, табл. 8.8]:
- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, для углеродистых сталей:
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
Тогда сопротивления усталости только по изгибу:
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:
- амплитуда переменных составляющих касательных напряжений, равная половине максимального касательного напряжения от кручения:
где - крутящий момент на валу:
- полярный коэффициент сопротивления кручению:
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений от кручения[5, стр.165, табл.8.5]:
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности:
- масштабный фактор для касательных напряжений[5, стр.166, табл.8.8]:
- коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, для легированных сталей:
Тогда сопротивления усталости от кручения:
Коэффициент запаса прочности:
Условие прочности выполняется, следовательно, параметры вала подобраны верно.
13. Описание сборки редуктора, регулировка подшипников и зацеплений
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборка производят в соответствии со сборочным чертежам редуктора, начиная с узлов валов.
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса.
Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку устанавливают шпонку, насаживают шкив, который дополнительно фиксируется болтом.
Устанавливают маслоуказатель, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с подкладкой, крышку закрепляют болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям.
Регулировка подшипников и зацеплений является важным пунктом конструирования редуктора. Ввиду теплового расширения валов в процессе работы установленные в распор подшипники могут заклинить и выйти из строя, а также повредить зубчатую пару, валы, корпус. Поскольку при конструировании корпуса редуктора мы выбрали накладные крышки подшипниковых узлов, то для регулировки подшипников будем использовать комплект металлических прокладок разной толщины. Этот способ регулировки отличается высокой точностью, эффективностью и удобством, также выгоден экономически и конструкционно.
Регулировка зубчатого зацепления выполняется вместе с регулировкой подшипников, поскольку они расположены на одном валу. Следовательно, для этого используется тот же регулировочный комплект прокладок.
Температура внутри цилиндрического редуктора обычно не столь высока, как, к примеру, в червячном редукторе, поэтому приведенный метод регулировки будет эффективным.
Список использованных источников
1. Прикладная механика: курсовое проектирование: учебное пособие / В.Л. Николаенко [и др.]; под ред. А.Т. Скойбеды. - Минск: БНТУ, 2010. - 177 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 208 с., ил.
3. Расчеты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.: ил.
4. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001. - 290 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е издю, перераб. и доп. - М.: машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.
6. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2004, - 496 с.
7. Ременные передачи: учебное пособие / Коновалов А.Б., Гребенников В.М. - СПбГТУРП. - СПб., 2011. - 106 с.: ил.42.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Проектирование и расчет одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей. Выбор электродвигателя и определение его мощности и частоты вращения. Расчет цилиндрической передачи и валов, проверка подшипников, подбор шпонок и муфты.
курсовая работа [87,7 K], добавлен 07.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет, определение мощностей и передаваемых крутящих моменты. Проектный и проверочный расчеты передачи. Подбор и проверочный расчет муфт, подшипников, шпоночных соединений. Описание сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 24.09.2014Кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых моментов на валах. Расчет зубчатоременной передачи и валов. Подбор и расчет муфт, подшипников по динамической грузоподъемности. Определение размеров корпуса, выбор способа смазки.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 08.06.2011Выбор асинхронного электродвигателя; определение угловых скоростей, расчетных мощностей и вращающих моментов на валах привода. Конструирование клиноременной передачи, расчет основных параметров шкивов и шпонок. Подбор подшипников, муфт и редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.04.2011Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Особенности разработки схемы привода подвесного конвейера. Выбор асинхронного электродвигателя. Расчет скорости вращения, мощности и крутящего момента для каждого из валов привода. Расчет косозубой цилиндрической и клиноременной передач редуктора.
курсовая работа [757,5 K], добавлен 25.05.2014Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Разработка технического проекта привода конвейера. Выбор электродвигателя, определение передаточного отношения. Расчет зубчатой передачи, размеров элементов корпуса редуктора. Проектирование валов. Подбор и проверка подшипников, муфты, соединений.
курсовая работа [821,4 K], добавлен 12.01.2012Назначение и область применения привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением. Расчет элементов корпуса редуктора, шпоночных и шлицевых соединений. Подбор подшипников и муфт.
курсовая работа [713,3 K], добавлен 28.02.2012Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 21.03.2015Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов. Проектный и проверочный расчеты передач. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей.
курсовая работа [4,0 M], добавлен 10.02.2014Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.
курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011Определение основных параметров привода. Требуемая мощность электродвигателя. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени. Определение числа зубьев звездочек и шага цепи. Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора, шпонок.
контрольная работа [691,0 K], добавлен 16.12.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010Назначение и область применения привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Компоновочная схема. Порядок сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [3,9 M], добавлен 16.05.2007
