Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ

2. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

3. РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ

3.1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

3.2 Расчет и проектирование клиноременной передачи

3.3 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

3.4 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

3.5. Проектный расчет и конструирование валов

3.6 Проектирование шестерни, колеса, шкивов

3.7 Определение основных размеров элементов корпуса

3.8 Первый этап эскизной компоновки

3.9 Составление расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

3.10 Выбор, расчет подшипников качения

3.11 Расчет шпоночных соединений

3.12 Проверочный расчет тихоходного вала

3.13 Система смазки, смазочные материалы

3.14 Выбор посадок для сопряжений основных деталей привода

3.15 Подбор муфты

3.16 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес

4. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

РЕФЕРАТ

Целью курсового проекта является разработка проекта привода общего назначения. Заданная схема представляет собой: электродвигатель, зубчатую муфту, привод, состоящий из одноступенчатого редуктора с закрытой зубчатой прямозубой передачей и вертикальным расположением валов (тихоходный вал находится под быстроходным). На быстроходный вал передается вращающий момент от электродвигателя и клиноременной передачи, вращающий момент с тихоходного вала через зубчатую муфту передается на вал рабочей машины

При проектировании заданного привода учитывались критерии по снижению массы привода, габаритных размеров и повышению КПД привода.

В пояснительной записке проекта выполнены расчеты и конструирование валов редуктора, проверочные расчеты тихоходного вала, определены размеры основных элементов корпуса редуктора, рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры, выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Подобрана оптимальная система смазки подшипников и зацепления зубчатых колес. Рассмотрены вопросы сборки редуктора, регулировки осевой игры подшипников, мероприятий по охране труда и технике безопасности.

ВВЕДЕНИЕ

Необходимо спроектировать привод к ленточному конвейеру, имеющему следующие характеристики:

- мощность на выходном валу

- частота вращения выходного вала

- коэффициент перегрузки

- срок службы привода

- работа 2 сменная

- рабочих дней 250

Привод состоит из:

- асинхронный двигатель, обдуваемый 4А180М6У3, мощностью 18.5 кВт и частотой вращения 975 об/мин;

- муфта зубчатая: номинальный крутящий момент 6300 Нм, максимальная частота вращения 3300 об/мин;

- цилиндрический вертикальный редуктор: передаточное число 5, межосевое расстояние 250 мм, крутящий момент на тихоходном (выходном,Т4) валу 1406 Нм, частота вращения тихоходного вала 95 об/мин;

- клиноременной передачи: передаточное число 2,05, межосевое расстояние 530 мм, тип ремня В, вращающий момент на валу ведущего шкива 153.4 Н•м, частота вращения ведущего шкива 975 об/мин.

В результате взаимодействия всех частей привода осуществляется передача крутящего момента прямо пропорционально передаточному числу привода и снижению оборотов пропорционально общему передаточному числу.

1. НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ

ГОСТ 19523-81 электродвигатели асинхронные

ГОСТ 20799-88 масла индустриальные

ГОСТ 3128-76 штифты цилиндрические

ГОСТ 5915-70 гайки шестигранные

ГОСТ 6402-70 шайбы пружинные

ГОСТ 8752-79 манжеты резиновые армированные

ГОСТ 11371-78 шайбы

ГОСТ 8331-78 шарикоподшипники радиальные однорядные

ГОСТ 23360-78 шпонки призматические

ГОСТ 13568-75 цепи приводные роликовые нормальной серии однорядные типа ПР

ГОСТ 18511-73 крышки торцовые глухие

ГОСТ 18512-73 крышки торцовые с отверстием для манжетного уплотнения

ГОСТ 11738-84 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности А

ГОСТ 14734-69 Концевые шайбы

ГОСТ 7798-70 Болты с шестигранной головкой класса точности В

2. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

Номинальная мощность электродвигателя, кВт 18.5

Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин 975

Общее передаточное число привода 10.25

Общий коэффициент полезного действия 0,89

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Нм 1406

Частота вращения выходного вала, об/мин 95

3. РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ

3.1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Общий КПД привода:

где КПД муфты;

КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи с прямым зубом ;

КПД клиноременной передачи передачи;

КПД пары подшипников каждого вала.

Тогда

.

Требуемая мощность на входе привода (валу электродвигателя):

.

Принимаем передаточное число редуктора из стандартного ряда :

,

передаточное число клиноременной передачи:

Тогда общее передаточное отношение привода равно

и частота вращения вала двигателя должна быть

В соответствии с рассчитанной мощностью и частотой вращения

подбираем электродвигатель.

Наиболее соответствует расчетным параметрам электродвигатель 4А180м6У3 с мощностью , номинальной частотой вращения .

При выборе этого двигателя получим окончательное значение передаточного отношения привода

.

Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение клиноременной передачи

.

Частота вращения вала электродвигателя.

Частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора

Частота вращения тихоходного (выходного) вала редуктора

.

Частота вращения вала рабочей машины

Момент на валу электродвигателя

.

Момент на входном валу редуктора

.

Момент на выходном валу редуктора

.

Момент на валу транспортера (рабочей машины)

.

3.2 Расчет и проектирование клиноременной передачи

- схема передачи;

- передаточное отношение u_р= 2,05;

- передаваемая мощность Р₁= 16.66 кВт;

- частота вращения вала двигателя n₁ = 975 об/мин.

- режим работы - средний;

- работа в две смены.

Выбор сечения ремня.

По номограмме методических указаний для заданных условий (Р₁= 15.66 кВт, n₁ = 975 об/мин) подходят ремни сечением В.

Размеры поперечного сечения определяем по таблицам: b_p= 19 мм, b₀ = 22 мм, y₀= 5.7 мм, h = 13,5 мм. Площадь сечения А = 230 мм²; расчетная длина ремня в интервале L_p=1800…10000 мм, минимальный диаметр ведущего шкива d_min= 200 мм.

Определение диаметров шкивов.

В целях повышения ресурса работы передачи, диаметр ведущего шкива d₁ назначается с учетом условия d₁ > d_min. Из стандартного ряда принимаем ближайший больший диаметр d₁= 224 мм.

Диаметр ведомого шкива d₂ вычисляется предварительно без учета скольжения по формуле d₂= d₁·u_p с последующим округлением по стандарту: d₂= 224 · 2,05 = 459.2 мм. Принимаем d₂= 450 мм.

Уточнение передаточного отношения

С учетом относительного значения S=0,01 - коэффициент скольжения.

.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа.

Определение межосевого расстояния.

Его принимаем в диапазоне от а_min до а_max, значение которых определяются по формулам:

а_max = d₁+d₂ = 224 + 450 = 674 мм;

а_min = 0,55·(d₁+d₂) + h= 0,55· 674 + 13.5 = 384.2 мм.

Принимаем промежуточное значение, а = 530 мм.

Определение расчетной длины ремней.

Длину ремней округляем до ближайшего стандартного значения по статистическим таблицам: L= 2240 мм.

Уточнение межосевого расстояния.

Определение угла обхвата б₁ малого шкива ремня.

.

Определение скорости ремня.

Определение номинальной мощности Р₀, передаваемой одним клиновым ремнем эталонной передачи с использованием метода интерполирования.

Скорости ремня соответствует мощность Р'₀ = 7,82 кВт, а для - мощность Р''₀ = 8,07 кВт. Следовательно, приращению соответствует Р₀ = Р₀^''- Р₀^' = 0,25 кВт. Для получаем приращение . Тогда искомое приращение мощности Р₀^' определяется из пропорции:

Откуда .

И окончательная искомая мощность Р₀ = P'₀ + ДP^'₀ =4.83 + 0,02= 4.85 кВт.

Определение поправочных коэффициентов С_б, С_L, С_P, С_Z, учитывающих отличие угла обхвата, длины ремня, режим работы, числа ремней проектируемой передачи от соответствующих характеристик эталонной клиноременной передачи.

Коэффициент угла обхвата С_б = 0,98 .

Коэффициент длины ремня С_L= 0,92 .

Коэффициент динамичности нагрузки и режима работы С_Р=1,2 при двух сменной работе, для передачи от электродвигателя переменного тока к ленточному конвейеру .

Коэффициент числа ремней С_Z=0,9при ориентировочном числе ремней 4ч6.

Коэффициент передаточного отношения С_u = 1,13 - коэффициент передаточного отношения.

Определение расчетной мощности, передаваемой одним ремнем проектируемой передачи.

.

Определение числа клиновых ремней Z для передачи заданной номинальной мощности P₁.

.

Принимаем Z = 5. Число ремней не должно быть больше семи, так как в противном случае существенно ухудшаются условия создания равномерного предварительного натяжения ремней из-за их разноразмерности по длине.

Определение предварительного натяжения ветвей одного ремня.

.

где - коэффициент, учитывающий влияния центробежных сил. Для сечения ремня типа = 0,18 Н·с²/м² [1, c.267].

Тогда

Определяем силу давления на валы.

.

Основные размеры шкивов.

d_p- расчетный диаметр, для ведущего шкива d_р= d₁= 224 мм, для ведомого d_р= d₂= 450 мм.

б - угол канавки: для ведущего шкива б = 38⁰; для ведомого шкива б = 38⁰.

Размеры ведомого шкива

Остальные размеры f = 17 мм, p = 25,5 мм, h = 14,3 мм, t = 5,7 мм, r = 1,5 мм;

B = 2·f + (n-1)·p

В = 2·17 + 25,5·(5-1) = 136 мм.

Определение среднего ресурса ремней

Расчет ведем по формуле

Т_ср=Т·К₁·К₂

где Т - ресурс для среднего режима работы Т= 2000 ч;

К₁ - коэффициент режима работы; для легкого режима К₁=2,5, для среднего режима К₁=1, для тяжелого режима работы К₁=0,5, для очень тяжелого режима работы К₁= 0,25;

К₂- коэффициент, учитывающий климатические условия эксплуатации. Для умеренной зоны К₂=1;

Таким образом, Т_ср= 2000·2,5·1 = 5000 ч.

3.3 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допустимых напряжений

Шестерня, зубья которой испытывают за одинаковое время работы большее число циклов нагружений, чем зубья колеса, находится в отношении выносливости в менее выгодных условиях. Поэтому необходимо чтобы материал шестерни имел более высокие механические характеристики, чем материал колеса. В связи с этим для материала шестерни выбираем легированную конструкционную сталь.

Выбор материала для изготовления зубчатой передачи, их термической обработки и механические характеристики материалов представлены в таблице 2.

Таблица 2 - Материалы для проектируемой зубчатой передачи и механические свойства сталей

Наименование	шестерня	колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термическая обработка	улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Предел прочности, МПа	900	780
Предел текучести, МПа	750	540

Пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса зависят от средней твердости зубьев шестерни и колеса:

Вычисляют пределы контактной прочности зубчатых колес при их улучшении и твердости в интервале НВ 180-350 по рекомендациям .

Коэффициент безопасности .

Коэффициенты долговечности для длительно работающего привода принимают равными единицы, т.е. и

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса составляют:

При упрочнении зубчатых колес улучшением проектный расчет проводят по меньшему из двух допускаемых напряжений:

.

Численные значения пределов длительной выносливости при изгибе для материалов шестерни и колеса рассчитывают по рекомендациям

Коэффициент безопасности для материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба. Коэффициенты долговечности для длительно работающих передач принимают и .

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса составляют

;

Максимально допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках.

Максимально допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба вычисляют по рекомендациям из ГОСТ:

Таким образом, выбран материал зубчатых колес и определены допускаемые напряжения для проектного и проверочного расчета зубчатых передач.

3.4 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи:

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи

- передаточное отношение цилиндрической передачи

- коэффициент пиковой нагрузки

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

- допускаемые максимальные напряжения изгиба:

- коэффициенты долговечности: и

Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где T₃ - вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, выбираемый по таблицам. При симметричном расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

.

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

.

Принимаем: .

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число соответствует:

.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружении имеет вид

,

где K_HV2 - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости



Этой скорости соответствует 9-я степень точности .

Тогда при скорости 2.09 м/с, 9-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

-

допускается.Это означает что недогрузка в напряжении составляет около 18 процентов.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.

3.5 Проектный расчет и конструирование валов

Наименьший допустимый диаметр ведущего вала определяется из условия из условия прочности на кручение при

Чем меньше передаваемый момент (чем быстроходней вал), тем меньше принимается , т.к. доля крутящего момента в эквивалентном моменте падает.

Принимаем стандартное значение

Диаметры остальных участков вала назначаются из конструктивных и технологических соображений, учитывая, например, удобство насадки на вал подшипников, зубчатых колес и т.п. При этом размеры должны браться из стандартного ряда чисел

Тогда

диаметр вала под уплотнение, диаметр посадочной поверхности под подшипники;

- диаметр буртика для упора подшипника.

Целесообразно изготавливать вал заодно с шестерней в виде детали вал-шестерня.

Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем .

Тогда диаметры остальных участков вала:

диаметр под уплотнением, диаметр посадочной поверхности под подшипники;

диаметр посадочной поверхности под колесом;

диаметр бурта для упора подшипника;

3.6 Проектирование шестерни, колеса, шкивов

Основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют ,в соответствии с формулами

Делительные диаметры должны удовлетворять условию

.

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:

Окружное усилие составляет

Радиальную силу рассчитывают по зависимости

Нормальная сила составляет

Размеры зубчатого колеса

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Толщина обода

Диаметр обода

Толщина диска

Диаметр центров отверстий в диске

Диаметр отверстий

Фаски

Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.

Размеры ведомого шкива

Диаметр шкива конструктивный

Ширина шкива

Канавки:

Толщина обода

Толщина диска

Отверстия в дисках

Диаметр центров отверстий в диске

Диаметр отверстий

Диаметр ступицы

Длина ступицы

3.7 Определение основных размеров элементов корпуса

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Корпус и крышку выполняем из чугунного литья.

- толщина стенки корпуса принимаем

- толщина стенки крышки принимаем

- толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

- толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

- толщина нижнего пояса основания корпуса принимаем

- толщина ребер: корпуса крышки

- диаметр фундаментных болтов

принимаем болты М 18;

- диаметр болтов у подшипников ,

принимаем болты М 14.

- на фланцах принимаем

болты М 14.

3.8 Первый этап эскизной компоновки

На первом этапе эскизной компоновки определяется положение зубчатых колес и элементов открытых передач относительно опор для последующего построения расчетных схем валов редуктора, определения опорных реакций и подбора подшипников.

Для проведения эскизной компоновки решаются следующие вопросы: определяются конструктивные размеры корпуса, шестерни, колеса, и т.д., выбирается способ смазки, назначается ориентировочно тип и серия подшипников ведущего и ведомого валов и схема их постановки.

3.9 Составление расчетных схем, определения реакций, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Ведущий вал

Силы действующие на вал

Силы в зацеплении:

Сила от ременной передачи:

расчетное расстояние а = 76 мм; b = 88 мм.

Вертикальная плоскость ZAY.

Так как шестерня расположена симметрично относительно опор, реакции в опорах А и В одинаковы

Изгибающий момент:

Горизонтальная плоскость ZAX.

Проверка:

Изгибающие моменты

Суммарный изгибающий момент:

Эпюры валов, изгибающих и крутящих моментов показаны на схеме 1.

3.10 Выбор подшипников качения и их расчет

Для валов редуктора принимаем шарикоподшипники радиальные средней серии

Наименование	Подшипник	d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	С0 кН
Ведущий вал	311	55	120	29	71.5	41,5
Ведомый вал	316	80	150	39	124	80

Исходные данные:

- частота вращения вала n₂ = 475 об/мин;

- суммарные реакции в опорах

;

.

- шарикоподшипники радиальные № 311.

- динамическая грузоподъемность С = 71.5 кН.

Проверка подшипников ведется по наиболее нагруженной опоре, поэтому расчет выполняется по реакции . Расчет ведем по динамической грузоподъемности. Критерий динамической грузоподъемности является долговечность.

Номинальная долговечность (ресурс в часах):

где С - динамическая грузоподъемность,

Р - эквивалентная нагрузка,

р - показатель степени (для шарикоподшипников р = 3),

n - частота вращения вала.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Р = F_rVС_р К_т ,

где - радиальная сила на наиболее нагруженном подшипнике;

V=1 - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца,

К_т = 1 - температурный коэффициент,

С_р = 1,2 - коэффициент режима нагрузки,

Следовательно, срок службы подшипников

,

что меньше минимального срока службы .

Вывод: выбранный подшипник № 311 удовлетворяет критерию динамической грузоподъемности.

3.11 Расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. .

Ведущий вал. электродвигатель смазочный вал опорный

Шпонка под посадку ведомого шкива.

Исходные данные для выбора шпонки:

Диаметр вала под шкив . Длина ступицы шкива .

Выбираем шпонку: , .

Ведомый вал.

Шпонка под посадку зубчатого колеса редуктора: диаметр шейки под посадку зубчатого колеса ; длина ступицы зубчатого колеса ; Выбираем шпонку:

Шпонка под посадку зубчатой муфты: диаметр шейки под посадку; длина участка 112мм.

Выбираем шпонку:

Проверку шпоночных соединений проводим по напряжениям смятия по формуле

где рабочая длина шпонки,

T - передаваемый момент на валу шпонки,

d - диаметр вала, t₁ - глубина паза вала, h - высота шпонки.

Для шпонки ведущего вала под посадку шкива:

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатого колеса:

Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатой муфты:

Во всех случаях напряжения , что обеспечивает условие прочности шпоночных соединений редуктора

Наименование	d , мм	T, Нм	Bxhxl, мм
Ведущий вал	48	153,424	14x9x62	48.5
Ведомый вал	85	153.424	22x14x102	91.6
	75	153.424	25x14x102	115,6

3.12 Проверочный расчет быстроходного вала

Материал вала сталь 40Х,

- коэффициент пиковой нагрузки К_n = 1,6.

По эпюрам суммарных изгибающих моментов и крутящих моментов график. 1,2 с учетом диаметра вала в соответствующих сечениях определяется наиболее опасное сечение. Общий коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле

где S_у и S_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

где пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения; эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; коэффициент, учитывающий влияния шероховатости поверхности; масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений; амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений; средние напряжения циклов; коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла.

Из анализа эпюр внутренних силовых факторов можно сделать заключение, что опасное сечение вала располагается в сечении B. и крутящий момент , d=55 мм

Проверим усталостную прочность этого сечения.

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям с учетом того, что для стали 40Х с термообработкой - улучшение и :

и ,

d - меньший из сопрягаемых диаметров.

- параметры сопряжения. r - радиус сопряжения.

Коэффициенты концентрации напряжений по нормальным и касательным напряжениям находим по таблице: .

.

Максимальное напряжение при изгибе в опасном сечении вала

Учитывая, что каждое продольное волокно вала при изгибе с вращением работает попеременно на растяжение и сжатие по симметричному циклу, получаем .

Максимальные напряжения при кручении вала

Коэффициент , коэффициент

Затем определяют коэффициенты запаса усталостной прочности вала

Общий коэффициент запаса усталостной прочности

Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности , следовательно, усталостная прочность вала обеспечена.

Статическая проверка прочности вала выполняется с использованием расчетной формулы по энергетической теории прочности

.

Допускаемое напряжение следовательно условие статической прочности выполняется.

3.13 Системы смазки, смазочные материалы

Смазывание зубчатых колес в редукторах осуществляется чаще всего картерным способом, когда колеса окунаются в масло, залитое внутрь корпуса (картер). Такой способ применяется при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с. Зубчатые колеса погружают в масло минимум - на высоту зуба колеса, максимум - на 1/6 радиуса колеса (при небольших скоростях до 1/3 радиуса).

Для смазки подшипников применяются жидкая и консистентная смазки. Жидкая смазка рекомендуется при высоких окружных скоростях в зацеплении колес. В этом случае картерное масло интенсивно разбрызгивается, образуя масляный туман. При меньших скоростях используется консистентная смазка, которая набивается в подшипниковый узел. При таком способе смазки подшипник изолируется от внутренней полости мазеудерживающим кольцом.В нашем случае используется смазка консистентная(V=2.05).

Количество масла определяется из расчета 0,4 ч 0,8 литра на один киловатт мощности.

V = (0,4…0,8)· = (0,4…0,8)· 14 = 7.2…14.8 л;

Принимаем V = 10 л.

Уровень масла h определяем из соотношения:

где а - ширина основания редуктора ;

b - длина основания редуктора.

Сорт масла выбирается в зависимости от скорости v и от величины контактных напряжений у_н . Выбираем масло индустриальное И40-А.

Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем в силу удобства и простоты конструкции.

Слив масла осуществляется через сливное отверстие с пробкой. Залив масла и осмотр редуктора производится через люк.

3.14 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

Посадку внутреннего кольца подшипника осуществляют по системе отверстия при постоянном отклонении внутреннего диаметра подшипника, различные посадки получают за счет изменения размеров вала. При расположении поля допуска внутреннего кольца появляется возможность получения посадок с гарантированным натягом. Сопряжение наружного кольца подшипника с отверстием в корпусе выполняют по посадке, дающей очень небольшой натяг или небольшой зазор, позволяющий кольцу при работе немного проворачиваться относительно своего посадочного места.

посадка зубчатого колеса на вал для обеспечения точности расположения элементов закрытой зубчатой передачи ;

посадка распорной втулки ;

посадка шкива клиноременной передачи ;

посадка подшипников на вал , в корпус ;

посадка шпонки на вал .

3.15 Подбор муфты

Муфты применяют для соединения валов составных частей привода (электродвигатель - редуктор, редуктор - рабочая машина).

При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Если в процессе эксплуатации она сохраняется, то для соединения валов пригодны жесткие муфты. Однако не всегда может сохраниться соосность валов: под действием тепловых и силовых факторов возникают деформации, приводящие к смещению соединенных муфтой валов - осевому, радиальному, угловому. Для предотвращения опасных перегрузок ставят компенсирующие муфты.

Если привод испытывает ударные нагрузки, то для их ослабления в кинематической схеме предусматривают установку упругой муфты. Защита привода от непредусмотренных перегрузок достигается включением в привод предохранительных муфт. Если по условиям эксплуатации необходимы частые пуски и остановки машины без выключения двигателя, то это осуществляется с помощью сцепных муфт.

Зубчатые муфты компенсируют радиальное смещение - в пределах радиального зазора в зацеплении; осевое смещение, благодаря тому, что венец зубчатой обоймы шире венца полумуфты; угловое смещение обеспечивается сферической обточкой головок зубьев.

По передаваемой мощности и диаметру вала выбираем из нормативных документов зубчатую муфту (d = 75 мм, исполнение 1 ) М3 серия L.

Габаритные размеры D = 230 мм, L = 220 мм.

3.16 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацеплений зубчатых колес

После проверки наличия всех необходимых комплектующих редуктора можно приступить к его сборке.

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

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

Сборку начинаем с детали вал-шестерня. Первым действием на вал надеваются подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100 ⁰C и в таком состоянии вал - шестерня устанавливается в корпус редуктора.

Затем производим установку необходимых деталей на тихоходный вал. Прежде всего, закладываем шпонку, после чего напрессовываем на вал зубчатое колесо до упора в бурт вала. На конец вала, свободный от бурта, надевается распорная втулка, затем на вал надеваются подшипники, предварительно нагретые в масле, и данный комплект деталей в свою очередь устанавливается в корпус редуктора. При этом зубья зубчатого колеса должны войти в зацепление с зубьями шестерни.

Покрываем контактную поверхность корпуса редуктора с крышкой спиртовым лаком и с помощью двух конических штифтов устанавливаем крышку редуктора, которую крепим болтами.

Потом на ведущий вал одевается пара уплотнительных втулок. Следующим этапом устанавливаем торцевые крышки с прокладками, причем в крышки предварительно закладываем манжеты.

Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляем торцевые крышки винтами.

Далее на конец шкива в шпоночную канавку закладывают шпонку и устанавливают шкив, который закрепляют торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Завершает сборку установка пробки и маслоуказателя и осуществляется залив масла через смотровой люк. Последним действием монтируем смотровую крышку с прокладкой.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

4. Безопасность жизнедеятельности

При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытой зубчатой и клиноременной передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых запасов прочности.

При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфты меньше допустимого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.

В конструкции редуктора предусмотрены необходимые регулировки подшипников зубчатого зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены грузовые петли на крышке. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способ смазки подшипников качения и зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности редуктора, обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежат: открытая клиноременная передача и муфта.

При установке конвейера с приводной станцией в производственном помещении необходимо обеспечить их удаление от стен и проходов на расстояние регламентированными нормами. Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован на рабочем месте по технике безопасности.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе проектирования необходимого по условиям привода конвейера выполнены: выбор типоразмера электродвигателя, проектные и проверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выбор подшипников качения, шпоночные соединения, муфта.

Даны рекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников качения, по выбору посадок деталей редуктора, монтажу редуктора. Выполнены чертежи общего вида эскизного и технического проектов, горизонтального цилиндрического редуктора, муфты, рабочие чертежи тихоходного вала и колеса. На стадии проектирования предусмотрены некоторые меры по обеспечению безопасной эксплуатации привода, применены принципы стандартизации и унификации деталей и их элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежность конструкции привода.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач /С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов, и др. - 6-е изд., перераб.и доп. - М.: ИД «Альянс», 2008. - 590 с., ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985

3. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник / Спицын Н.А., Яхин Б.А., Перегудов В.Н., Забулонов И.М. М., 1974

4. Прикладная механика и механика: Методические указания и контрольные задания для студентов - заочников инженерно технических специальностей вузов./ А.Г. Гришанов, И.М. Капура, Е.К. Коровин, И.Н. Преображенский. - М.: Высш. шк., 1987. - 96 с.: ил.

5. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 414с.

6. П.Н.Учаев , Ю.Е.Гуревич и др.Механический привод с редукторами, мотор-редукторами и коробками скоростей. Под ред. Д.т.н. П.Н.Учаева .Старый Оскол «ТНТ»,2010.-264 с.

Размещено на Allbest.ru

...