Размещено на http://www.allbest.ru/

Белорусский национальный технический университет

Факультет ” Энергетический факультет”

Кафедра ”Промышленная теплоэнергетика”

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: «Механика»

Тема: «Привод конвейера»

Исполнитель: студент ЭФ, 3-ий курс, группа 306519

Крутько Андрей Иванович

Руководитель проекта: старший преподаватель

Швец Ирина Владимировна

Минск 2012



Введение

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Проектируемый привод конвейера состоит из редуктора с закрытой конической передачей, электродвигателя и ременной передачи, служащей для передачи вращения от электродвигателя к редуктору .

На конце выходного вала редуктора крепится полумуфта, соединяющая вал редуктора с валом рабочей машины.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Выполнение курсового проекта по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретённые учащимися при выполнении этого проекта, являются базовой для выполнения курсовых по специальным дисциплинам и дипломному проектированию.

Вместе с тем работа над курсовым проектом по деталям машин подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера, с которыми будущий инженер встретится в своей практической деятельности по окончанию учебного заведения.



1. Выбор электродвигателя и кинематический раcчет

Исходные данные: F_t=7,9 кН; v=1,2 м/с;

Определяем требуемую мощность P_тр и частоту вращения n₃ ленточного конвейера:

P_пр = F_t ?v ,

где F_t -тяговая сила ленты, v-скорость ленты.

P_пр =7,9?1,2=9,48 (кH)

n_пр=

где D-диаметр барабана

n_пр=n₃==120,7 (об/мин)

Определяем общий КПД редуктора :

= _р • _пⁿ · з_к· з_м,

где _р - КПД ременной передачи; _п - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; з_м - КПД муфты; з_к - КПД редуктора,

n - число пар подшипников в редукторе.

По таблице [4,табл. 1.2.1] выбираем, _р =0,95, з_к=0,97 , _п = 0,99 и _м = 0,98

После подстановки получим:

= 0,95·0,97·0,98•0,99³=0,876

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

P_тр=,

где P_пр - мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода.

После подстановки получим:

P_тр = =10,82 (кВт)

Исходя из условия P_дв P_тр, выбираем асинхронный электродвигатель.

Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А160М8У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью P_дв = 11,0 кВт, с синхронной частотой вращения n = 750 мин - ¹ и скольжением 2,7%(ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_дв=730 об/мин. а угловая скорость:

щ_дв= рад/с.

Определяем передаточное число привода по формуле:

u=,

где n_дв - частота вращения электродвигателя;

n₃ - частота вращения ведомого вала редуктора.

После подстановки получим:

u = = 6,05.

Примем для редуктора u_к=2,5 ,

тогда передаточное число ременной передачи

u_рем==2,42.

Определяем угловые скорости валов:

щ_дв=

После подстановки для каждого из валов соответственно получим:

₁ = щ_дв=76,4(рад/с),

₂ = =31,6 (рад/с),

₃ = =12,6 (рад/с).

Определяем частоты вращения валов редуктора:

n₁= n_дв=730(об/мин)

n₂==301,7 (об/мин),

n₃==120,7(об/мин).



2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам:

T=,

После подстановки соответственно получим:

T₁= T_дв==141,65 (Н•м)

T₂=Т_дв•u_рем•_р •_п =141,65?2,42?0,95?0,99= 322,4 (Н•м)

T₃=Т₂•u_к•_р• _п =322,4·2,5·0,97?0,99=774 (Н•м)

T_пр=Т₃•₄ =774·0,98=758,52 (Н•м)

Определяем мощность для каждого вала привода:

Р₁=Р_дв=10,82(кВт)

Р₂=Р₁ ·_рем ·_п =10,82·0,95?0,99=10,18 (кВт)

Р₃=Р₂ ·_р ·_пк =10,18?0,97?0,99=9,78 (кВт)

Р_пр=Р₃· _м =9,78?0,98=9,58 (кВт)

Результаты кинематического расчета привода

Валы	Р,кВт	n, об/мин	Т, Н·м
Вал электродвигателя	10,82	730	141,65
Входной вал редуктора	10,18	301,7	322,4
Выходной вал редуктора	9,78	120,7	774



3. Расчет передач

3.1 Расчет передачи редуктора

Исходные данные для расчета

Характеристики	Единицы измерения	Обозначение	Численное значение
Мощность	кВт	P1	10,18
		Р2	9,78
Передаточное число	-	u	2,5
Частота вращения	Мин-1	n1	301,7
		n2	120,7
Угловые скорости	Рад/с	1	31,6
		2	12,6
Вращающий момент	Н·м	T1	322,4
		T2	774

Долговечность привода =7500часов.

3.1.1 Выбор материала колес и способы их термообработки

Выберем материал для шестерни и колеса [4,ст.43, табл. 4.1.2]

Примем для шестерни: Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270,

для колеса :Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 240.

3.1.2 Определение допускаемых напряжений

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения [7,ст.3]:

у_нр=

где у_hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле:

у_Hlim1=2HB+70=2 270 +70=610 МПа;

у_Hlim2=2HB+70=2 240 +70=550 МПа;

S_н - коэффициент запаса прочности. S_н=1,1

При проектировочном расчете принимают [7,ст.58]:

=0,9

Z_N-коэффициент долговечности

Z_N = при N_HE ? N_Hlim, Z_N = при N_HE > N_Hlim

==2,1 10⁷ ч

= =1,6 10⁷ч

N_FE -эквивалентное число циклов

N_FE =60n_(2,3) L_hcK_НE

K_НE -коэффициент учитывающий характер циклограммы нагружения [4,ст.43,п.4.2.] K_HE=1

Долговечность привода =7500ч

С-число зацеплений зуба за один оборот ,С=1

Итак:

N_HE1 =60301,7750011=1,36 10⁸ ч

N_HE2 =60120,7750011=0,54 10⁸ ч

Так как < N_HE1, и < N_HE2, то:

Z_N1==0,94;

Z_N2==0,96;

у_н1=0.9=0,9=448,4 МПа

у_н2=0.9=0,9=413,1 МПа

В качестве допускаемых принимаем контактные напряжения по условию:

у_нр=min(у_н1 ,у_н2)= 413,1 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

[у_FP] =

у_Flimb- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

у_Flimb= 1,75 НВ

Для шестерни у_Flimb1 =1,75? 270 = 472,5 МПа

Для колеса у_Flimb2=1,75 ? 240 = 420 МПа

минимальный коэффициент запаса прочности,

=1,7

Y_у- опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений; Y_у=1 [7,ст.37,табл.13, п.12]

Y_R- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности: Y_R=1

Y_X- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

Y_X= 1

Y_N- коэффициент долговечности

N_Flim - базовое число циклов напряжений:

циклов [7,ст.34,табл.13, п.9.1]

N_FЕ - эквивалентное число циклов [4,ст.43, п.4.2]:

-коэффициент учитывающий характер циклограммы нагружения [4,ст.43,п.4.2.]

=1

Так как N_FE > , то Y_N1=1 и Y_N2=1

3.1.3 Определение геометрических параметров передачи и колес

Внешний делительный диаметр

Определяем значение внешнего делительного диаметра по формуле [2, стр.65, 4.2.1,]:

где при консольном расположении, коэффициент ширины венца (рекомендация ГОСТ 1228976)

[1,стр. 49 ]

Принимаем по ГОСТ 1228976 ближайшее стандартное значение [1,стр. 49 ]

Число зубьев колес

Принимаем число зубьев шестерни 30, тогда число зубьев колеса

Внешний окружной модуль

Определяем внешний окружной модуль по формуле

где внешний делительный диаметр, число зубьев колеса

Углы делительных конусов

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам

ctg

Внешнее конусное расстояние

Определяем внешнее конусное расстояние по формуле

Ширина зубчатого венца:

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса по формуле

где коэффициент ширины венца,

Примем 54 мм.

Средний делительный диаметр шестерни, коэффициент ширины венца

Определяем средний делительный диаметр шестерни по формуле

Внешние диаметры

Определяем внешний делительный диаметр шестерни по формуле

Определяем коэффициент радиального смещения по формуле

Определяем внешние высоты головок зубьев по формуле

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса

=359.58 мм

Средний окружной и средний нормальный модуль зубьев

Определяем средний окружной модуль по формуле

Определяем средний окружной модуль по формуле [1,стр. 365 ]:

мм

Средняя окружная скорость колёс и степень точности:

c

Принимаем 9-ю степень точности .

3.1.4 Проверочный расчет передачи на контактную усталость

Силы в зацеплении

Находим окружную силу на среднем диаметре шестерни по формуле [4,стр. 29 ]:

где [4,стр. 29 ]:

Находим осевую силу на шестерне по формуле [4,стр. 29 ]:

где коэффициент для угла в,

Находим радиальную силу на шестерне по формуле [4,стр. 29 ]:

где коэффициент для угла в,

Осевая сила на колесе

Радиальная сила на колесе

3.1.5 Проверка контактных напряжений

Определяем контактную прочность по формуле [8,ст.270,10.20]:

Где ,

, И_H =1,22+0,21=1,22+0,21=1,7 [8,ст.270]

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес Z_E=192МПа

Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей [8,ст.270]:

Z_H=,

где в_n=35 (угол наклона круговых зубьев ), при a_w=20

Z_H=2,5cos в_n=2,11;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий Размещено на http://www.allbest.ru/

[4,ст.44,4.2.1,п.2.8]:

,

МПа, недогрузка 8%, значит условие прочности выполняется.

3.1.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1,3.31]:

где ,

1

Коэффициент формы зуба выбираем по формуле:

Для шестерни

Для колеса

При этом [1,стр.42 ]

Коэффициент, учитывающий повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

где n=9 степень точности передачи =1.3 (стр.53 [1])

Допускаемое напряжение по формуле 1,[3.24 ]

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент безопасности определяется по формуле:

,где

для поковок и штамповок

Определяем допускаемые напряжения и соотношения

для шестерни

;

68.5

для колеса

;

67.14

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса т.к.

Проверяем зуб колеса

,

Значит условие прочности выполняется.

3.2 Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные: передаваемая мощность P_тр=10,82 кВт; частота вращения ведущего шкива n_двиг=730 об/мин.

1)По монограмме [4,ст.16,рис. 2.2.1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=730 об/мин и передаваемой мощности P=P_тр=10,82 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2) Вращающий момент T=T₁=141,65 Hм.

3) Определяем диаметр ведущего шкива по формуле :

d₁=(3ч4)= (3ч4)=156ч204

Согласно [4,табл.2.2.1] с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б должен быть не менее 125мм, принимаем d1=160 мм.

4) Определяем диаметр большего шкива по формуле [4,ст.120]:

d₂= u_клd₁(1-)=2,42160 (1-0.015)=381,4 мм

По ГОСТ17383-73 выбираем диаметр шкива d₂=400 мм.

4.1) Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

u_ф =

?u=% ? 3%

Подставим значения и получим:

u_ф =

?u=%=2,8% ? 3%

5) Межосевое расстояние принимаем в интервале в соответствии с формулами [4,ст.16]:

a_min=0.55 (d₁+ d₂)+h;

a_max=2 (d₁+ d₂),

где h- высота профиля в сечении ремня. Для ремней сечения Б h=10.5 мм. Получаем:

a_min=0.55 (160+400)+10.5=290,5 мм;

a_max=2 (160+400)=1120 мм.

Принимаем предварительное значение a_р=700 мм.

6) Определяем расчётную длину ремня по формуле:

Ближайшее значение по стандарту [1 ,ст.135, табл. 7.9] L=2500 мм.

7) Определяем уточнённое значение межосевого расстояния a_р с учётом стандартной длины ремня L по формуле [1, 7.27]:

=801,5 мм.

y= (d₂- d₁)²=(400-160)²=57600 мм

8) Определяем угол обхвата меньшего шкива [4,ст.16, формула 9]:

₁=180⁰-57=180⁰-57=163⁰.

9) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, для привода к ленточному конвейру при двухсменной работе С_р=1.1:

10) Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня] для ремня сечения Б при длине L=2500 мм C_L=1.02:

11) Коэффициент, учитывающий влияния угла обхвата при C=0.95.

12) Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

предполагая, что число ремней в передаче будет от 3 до 6, примем C_z=0.9.

13) Число ремней в передаче по формуле:

,

где P₀ -мощность передаваемая одним клиновым ремнём, в кВт; для сечения ремня Б при длине 2500 мм, работе на шкиве d₁=160 мм , n1=730 об/мин и u_кл =2,5 -P₀=3,15 кВт, .

.

Принимаем z=5.

14) Определяем натяжение ветви клинового ремня по формуле [1, 7.30]:

,

Получаем: H.

15) Определяем давление на вал по формуле на [2, стр. 45]:

,

Н.

16) Проверяем необходимое условие, а именно:

· - требуемая долговечность ремней

· - частота пробега ремня;

· - предел выносливости для клиновых ремней;

§ - максимальное напряжение в цикле, где - напряжение в ремне от силы предварительного натяжения[5.ст.116];

§ - напряжение от окружного усилия;

§ - напряжение изгиба, где

- модуль упругости ремня при изгибе, для прорезиненных ремней принимает значения от 80 до ,10,5-высота ремня;

Следовательно, напряжение изгиба равно:

.

§ - напряжение от центробежных сил, где

- плотность ремня, для прорезиненных ремней принимает значения от до .

Следовательно, напряжение от центробежных сил равно:

.

Значит, максимальное напряжение в цикле равно:

.

· - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня при ;

· - коэффициент, учитывающий режим работы передачи при переменной нагрузке.

Следовательно, расчётная долговечность ремней равна:

ч

Для ремня сечения Б условие долговечности выполняется, т. к. .



4. Предварительный расчет валов

Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле [3,ст.390]:

d ? ,

где [ф_K]-допускаемое напряжение на валу, Т - вращающий момент на валу.

Ведущий вал.

Для ведущего вала примем [ф_K]=20 МПа.

После подстановки получим:

d_В1? = 37,3 (мм)

Примем d_В1=38 мм.

Принимаем диаметр под уплотнение dy1=40мм,

под подшипники d_П1=45мм.

Ведущий вал

Ведомый вал

Для ведомого вала примем [ф_K]=25МПа.

После подстановки получим:

d_В2? = 53,69(мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 55мм,

диаметр под уплотнение dy2=60 мм,

под подшипники d_П2=65 мм,

диаметр под колесо d_К2=72 мм.

Ведомый вал



5. Выбор муфт и проверка их на прочность

Основной характеристикой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту рассчитывают проектируемые или подбирают стандартные муфты:

Т_HK?[Т];

где T_H - номинальный момент нагрузки, К - коэффициет динамичности нагрузки, для ленточных конвейеров К=1,4

[Т]?1,4?774=984 Н?м;

Для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом конвейера в приводе воспользуемся муфтой цепной однорядной.

Муфты выбираются по величине крутящего момента Т и диаметру соединяемых валов. электродвигатель редуктор вал

Принимаем муфту цепную с однорядной цепью муфта 1000-1-55-1 ГОСТ 20742-93 предназначенную для передачи момента Т=1000 Н?м. Параметры муфты: d=55мм,D=210, Z=12, Р=38,1;

Условие прочности выполняется.

Сила нагружающая вал от муфты:

0,20?10,6=2,1 кН,

где - окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты , где - диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент.

Данная муфта предназначена для передачи крутящих моментов до 1000 Н?м и проверки по допускаемым напряжениям не требует.



6. Предварительный выбор подшипников качения

Выбираем подшипники для быстроходного вала:

Конические роликовые однорядные подшипники. Легкая серия - тип 7209.

Схема установки - враспор.

Выбираем подшипники для тихоходного вала:

конические роликовые однорядные подшипники. Средняя серия - тип 7212.

Схема установки - враспор.

Характеристики данных подшипников представим в таблице:

тип	d мм	D мм	B мм	C кН	C0 кН
7209	45	85	20	50	33
7212	60	110	23	146	112



7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания, определение размеров корпусных деталей

7.1 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под 1 = 22 осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 180 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников

тип	d мм	D мм	B мм	C кН	C0 кН
7209	45	85	20	50	33
7212	60	110	23	146	112

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5?dв1=2,5?38=95 мм ,где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

Выбор смазки для передачи и подшипников

В редукторе применено непрерывное смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс.

В редукторе сорт масла принимаем “индустриальное И - 40А”. Причём вязкость масла при 50 ?С составляет 35…45. Масла в редуктор заливают не менее 2 литров.

Контроль уровня масла производится указателем из оркстекла, так как он удобен для осмотра: конструкция проста и достаточно надёжна.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю плоскость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины, в верхней точке редуктора.

В проектируемом редукторе применено смазывание подшипников качения жидкими и пластичными смазочными материалами.

Подшипники качения установленные на вале шестерни смазываются маслом из картера. Для свободного проникновения масла полость подшипника открыта внутрь корпуса.

Смазывание пластичными материалами применяется при окружных скоростях V = 2 м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Смазочный материал набивают в подшипник в ручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте. Для подшипников качения применён пластичный материал типа консталин жировой УТ - 1 (ГОСТ 1957 - 73).



7.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

= 0,05?Rе+1=10,15 мм;

принимаем = 10 мм

1=0,04?Rе+1=8,3 мм;

принимаем 1 = 8 мм

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5?=1,5?10=15 мм

b1=1,5?1=1,5?8=12 мм

нижнего пояса крышки

р=2,35?=2,35?10=23,5 мм; принимаем р=24 мм

Диаметры болтов:

фундаментальных d1=0,055?R1+12=22мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М20

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d2=(0,70,5) ? d1

d2=(0,70,5) ?20=1415 мм;

принимаем болты с резьбой М16

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d3=(0,50,6) ? d1

d3=1012 мм; принимаем болты с резьбой М12



8. Расчет валов по эквивалентному моменту

Быстроходный вал

F_{t1=5,7к Н;} F_{t2= 5,7 кН ;} F_r1= F_{а2=3,8 кН;} F_r2= F_{а1=4,5 кН;} F_{р=3,5 к Н}

F_{м=2,1 кН;} d_{m1=103,7 мм}

Горизонтальная плоскость

?М_A = X_B?110- F_t1?164 = 0

X_B = 5,7?164/110 = 8,5 кH

X_{A =} X_{B -} F_t=8,5 - 5,7 = 2,8 кH

Вертикальная плоскость

?М_A=F_r1?164-Y_B?110-F_a1?d_m1/2+F_р?78=0

_{YB=(3,8?149 - 4,5?103,6/2+3,5?64)/110 =} 2,6 кH

Y_A= Y_{B -} F_r1+F_р = 2,6- 3,8+3,5 = 2,3 кH

Суммарные реакции опор:

^R_A= ?X_А² + Y_А² = ?2,8²+2,3² = 3,6 кН

^R_B= ? 8,5² + 2,6² = 8,8 кН

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости XOZ:

M_{1 =0;}

M_{2 =0;}

M₃=F_t?0,054=5700?0,054 =307,8 H·м.

M_{4 =0;}

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости YOZ:

M_{1 =0;}

М₂= 3500?0,078 = 273 Н?м

М₃= = -47,3 Н?м

М₄=

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящие моменты в рассматриваемых сечениях:

Т₁₌ Т₂₌ Т₃₌ Т_{4= 322,4 Н?м;}

Эквивалентные изгибающие моменты:

Допускаемые изгибаемые напряжения:

=180 МПа S_зап=4 []=/S_зап= 45 МПа

Расчетные диаметры в характерных точках вала:

8.1 Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость

?m_C= F_t2?0,179+X_D?0,263 = 0

X_D= 5500?0,179/0,263 = 3,7 кH

X_C = F_{t -} X_D = 5,5 -3,7=1,8 кH

Вертикальная плоскость

?m_C=F_r20,179-F_a2dm₂/2+Y_D0,263- F_м?0,364= 0

Y_D=(3,8?0,284/2+2,1?0,364 - 5,5?0,179)/0,263 = 1,0 кН

Y_C= F_{r2 -} Y_D = 4,5-1 = 3,5 кН

Суммарные реакции опор

_RС = ?1,8² + 5,5² = 5,8 кН

_RD= ? 3,7² + 1² = 3,8 кН.

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости XOZ:

M_{1 =0;}

M₂ = X_С0,179 = 1800?0,179 = 332,2 H·м

M_{3 =0;}

M_{4 =0;}

Изгибающие моменты в характерных точках в плоскости YOZ:

M_{1 =0;}

M2 = 3500?0,179=626,5 Н?м;

M22 =- F_м0,185+ Y_D ?0,084 =-302,2 Н?м;

M₃=- F_м0,101=-2100?0,101=-212,2 (Н?м)

М₄= 0;

Суммарные изгибающие моменты:

Крутящие моменты в рассматриваемых сечениях:

Т₁₌₀

Т₂₌ Т₃₌ Т_{4= 774 Н*м;}

Эквивалентные изгибающие моменты:

Допускаемые изгибаемые напряжения:

=180 МПа S_зап=4 []=/S_зап= 45 МПа

Расчетные диаметры в характерных точках вала:



9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Для ведущего, ведомого валов редуктора выбираем подшипники роликовые однорядные конические радиально-упорные легкой серии: для ведущего вала-7209, для ведомого-7212.

1.Ведущий вал: частота вращения вала n=301,7 мин^-1, суммарные опорные реакции R_А=3600 Н; R_В=8800 Н; осевая нагрузка F_а=₄₅₀₀ Н ; долговечность привода L_тр=7500 часов.

Характеристика подшипников 7209 :dхDхB = 45х85х20 мм.

С=50кН; С₀=33 кН, е=0,37, Y=1,45.

Расчёт ведём для более нагруженного:

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности ;

температурный коэффициент ;

коэффициент радиальной нагрузки ;

коэффициент осевой нагрузки .

L_тр, требуемая долговечность подшипников обеспечена.

Ведомый вал

Частота вращения вала n=120,7 мин^-1, суммарные опорные реакции R_с=5800 Н; R_D=3800 Н; осевая нагрузка F_а=₃₈₀₀ Н ; долговечность привода L_тр=7500 часов. Характеристика подшипников 7212 :

С=146кН; С₀=112 кН, е=0,34, Y=1,8.

Проведём расчёт для более нагруженного

- осевые силы не учитываются.

где коэффициент вращения ;

коэффициент безопасности ;

температурный коэффициент ;

Требуемая долговечность подшипников обеспечена.



10. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Ведущий вал.

На ведущий вал установим одну шпонку для соединения шкива с выходным концом ведущего вала.

Схема шпоночного соединения

Определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала d_в=38мм и ширине шкива L=60 мм, L_ш=L-10=60-10=50 мм. Отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=10Ч8Ч50 мм.

Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:

где Т-вращающий момент на валу;

d-диаметр вала в сечении, где установлена шпонка;

h-высота шпонки;

t₁-глубина паза под шпонку;

l-длина шпонки;

b-ширина шпонки;

[у_см] - максимально допустимое напряжение.

После подстановки получим:

?72,9 (МПа)

Т.к. шкив изготовлен из Стали 45 для которой - [у_см]=110…120МПа, условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

Определим основные размеры шпонки: при диаметре под колесо d_к2=65 мм и длине ступицы L_ст=60 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=14Ч9Ч50 мм.

После подстановки данных в формулу получим:

=110 (МПа)

Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которй - [у_см]=110…120 МПа, условие прочности выполнено.

Определим основные размеры шпонки: при диаметре на конце вала d_в2=55 мм и длине L=80 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=12Ч8Ч70мм.

После подстановки данных в формулу получим:

=120 (МПа)

Условие прочности выполнено.

11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала	k6
внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников	H7
Посадка колеса на вал по ГОСТ 25347-82
Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на валы Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением вала Распорную втулку на вал Отклонение выходного конца вала	h7 H7/h7 h6

Шероховатость вала в местах посадки зубчатого колеса и полумуфты R_a1,6

Шероховатость вала в местах посадки подшипников, конические отверстия под штифты R_a0,8

Поверхности выступов зубьев колес, фаски, нерабочие торцы поверхностей зубчатых колес R_a 6,3

Согласно ГОСТ 3325-89 допуск торцевого биения заплечников валов не более 25 мкм.

Отклонение от круглости и профиля продольного сечения 4 мкм, посадочных поверхностей под подшипники.

Отклонение от параллельности шпоночных пазов колес не более 20 мкм и отклонение от симметричности 160 мкм.



12. Расчёт валов на выносливость

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне, в опасном сечении действуют максимальные моменты изгиба и кручения. Концентрация напряжения вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Проверочный расчет ведущего вала (стр. 357 [1] ):

Материал вала сталь 45 нормализированная;

Предел прочности[3,табл. 3.2 ]

Диаметр в рассчитываемом сечении (под подшипниками)

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

Коэффициент запаса прочности:

Т.к. [s] = 1,3…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости. Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Проверочный расчет ведомого вала [1,стр. 358 ] :

Материал вала сталь 45 нормализированная;

Предел прочности (табл. 3.2 [3])

Для ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечениях под колесом и под подшипниками, но т.к. в сечении под подшипниками, то будем проверять только вал с

Момент сопротивления сечения:

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По формуле:

;

Коэффициент запаса прочности:

Т.к. [s] = 1,3…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости. Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены

13. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжеты уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и крышку - маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



14. Регулировка подшипников и зацеплений

С помощью круглой шлицевой гайки производят регулировку зазоров в подшипниках, проверяя проворачиванием вала отсутствие их заклинивания (вал должен проворачиваться свободно).Регулировку подшипников ведомого вала производят с помощью набора тонких металлических прокладок, устанавливаемых под крышки подшипников и распорного кольца.

Точность зацепления конической пары в проектируемом приводе осуществляется регулированием посредством осевого перемещения вала с закрепленным на нем колесом. При этом в конической паре регулирование достигается взаимным осевым перемещением валов шестерни и колеса. В проектируемом редукторе регулировка конического зацепления производится после регулировки подшипников следующим способом:

С помощью подстановки под фланец торцовой крышки или стакана набора металлических прокладок толщиной от 0.1 до 0.8 мм. Для перемещения ведомого вала используется тот же набор регулировочных прокладок, что и для регулировки зазоров в подшипниках вала. При этом часть прокладок с одной стороны корпуса переносится на другую. Чтобы сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменений.

Суммарную толщину набора определяют при сборке.



Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М: Машиностроение, 1987 - 414 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие. /А.Е. Шейнблит М: Высш. школа. 1991 - 432 с.

3. Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. М: Высш. школа. 1981 - 399 с.

4. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда «Курсовое проектирование .учебное пособие» Минск УП «Технопринт» 2001

5. В.Л. Николаенко, В.И. Шпилевский под редакцией А.Т. Скойбеды «Прикладная механика . Курсовое проектирование.» Минск БНТУ 2010г.

6. Боголюбов С.К., Воинов А.В. Черчение. Учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1981 - 303 с.

7. “Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность”. ГОСТ 21354-87.

8.А.Т.Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик. «Детали машин и основы конструирования». Минск «Вышэйшая школа» 2000г.

Размещено на Allbest.ru

...