Привод цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет

2. Расчет допускаемых напряжений

3. Проектирование косозубых цилиндрических передач

4. Эскизная компоновка редуктора

5. Проектирование и проверка валов

6. Расчет подшипников на срок службы

7. Проектирование крышек подшипниковых узлов

8. Расчет шпоночных соединений

9. Конструирование колес редуктора

10. Экономическое обоснование конструкции привода

Заключение

Список использованных источников



Введение

Проект -- это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, макеты и пр.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод цепного конвейера.

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

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

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

привод редуктор передача



1. Кинематический расчёт привода

Целью кинематического расчета является подготовка исходных данных для проектирования передач.

1.1 Определение КПД привода

Таблица 1.1

Значения КПД и передаточных чисел звеньев кинематической цепи

Элемент кинематической цепи	К.п.д.	U рек
Зубчатая передача открытая:
цилиндрическая	0,95... 0,97	2. ..8
коническая Зубчатая передача закрытая:	0,94... 0,96	1,5. ..6,3
цилиндрическая	0,97... 0,99	2. ..6,3
коническая	0,96... 0,98	1,5. ..4
планетарная	0,97... 0,99	3...9
волновая Червячная передача Клиноременная передача Цепная передача Муфта . Подшипники качения (одна пара)	0,8. ..0,9 0,8. ..0,9 0,95... 0,97 0,92... 0,95 0,98 0,99	80. ..250 8. ..80 2. ..4 1,5. ..4 - -

где - КПД привода; - КПД муфты, 0,98; - КПД зубчатой передачи, 0,98; - КПД цепной передачи, 0,93; - КПД пары подшипников, 0,99.



1.2 Определение ориентировочного значения мощности двигателя

где - ориентировочное значение мощности двигателя в кВт, - тяговое усилие ленты конвейера, - скорость движения ленты конвейера.

1.3 Определение частоты вращения приводного вала n_пр

где - диаметр приводного барабана, мм.

1.4 Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя

n'_дв = n_пв·u_р ·i_цп ,

где n`_дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя, u_р - передаточное число редуктора, принимаем u_р=25, i_цп - передаточное отношение цепной передачи, принимаем i_цп=2.

n'_дв = 30 · 25 · 2 = 1500 об/мин

Выбор двигателя по значению мощности P'_дв и частоте n'_дв произведём по таблице 1.2.

Выбираем двигатель 100L4/1435:

· частота вращения вала двигателя n_дв = 1435 об/мин

· мощность на валу двигателя Р_дв = 3 кВт

· d_дв= 28 мм

Таблица 1.2

Электродвигатели асинхронные серии 4А ГОСТ 28330-89.

Мощность, , кВт	Синхронная частота вращения, диаметр вала, мм
	3000		1500		1000		750
0,55	63В2/2745	14	71А4/1390	19	71В6/900	19	80В8/700	22
0,75	71А2/2840	19	71В4/1390	19	80А6/915	22	90LA8/700	24
1,1	71В2/2810	19	80А4/1420	22	80В6/920	22	90LB6/700	24
1,5	80А2/2850	22	80В4/1415	22	90L6/935	24	100L8/700	28
2,2	80В2/2850	22	90L4/1425	24	100L6/950	28	112МА8/700	32
3,0	90L2/2840	24	100L4/1435	28	112МА6/955	32	112МВ8/700	32
4,0	100S2/2880	28	100L4/1430	28	112МВ6/960	32	132S8/720	38
5,5	100L2/2880	28	112М4/1445	32	132S6/965	38	132М8/720	38
7,5	112М6/2900	32	132S4/1455	38	132М6/970	38	160S8730	48
11,0	132М2/2900	38	132М4/1460	38	160S6/975	48	160М8/730	48
15	160S2/2937	42	160S4/1465	48	160М6/974	48	180М8/735	48
18,5	160М2/2940	42	160S4/1465	48	180М6/975	8	200М8/737	48
22	180S2/2945	48	180S4/1470	55	200М6/972	60	200L8/730	60
30	180М2/2945	48	180М4/1470	55	200L6/979	60	225М8/737	65

1.6 Определение передаточного числа привода u₀.

u₀ = n_дв / n_пв

u₀ = 1435 / 30 = 47,8



1.7 Определение передаточного числа редуктора u_р.

u_р = u₀ / i_цп ,

u_р = 47,8 / 2 = 23,9

Выполним разбивку передаточного числа 2^х ступенчатого цилиндрического редуктора между его ступенями.

u_р = u_б · u_т

u_б = 5,7

u_т = 23,9 / 5,7 = 4,2 ,

где u_т - передаточное число тихоходной ступени, u_б - передаточное число быстроходной ступени.

Рис. 1 Графики выбора передаточных чисел ступеней редуктора

Определение частот вращения валов привода.

Входной вал.

Частота вращения входного вала n_вх = n_дв = 1435 об/мин

Промежуточный вал.

,

где n_пр - частота вращения промежуточного вала, об/мин.

Выходной вал.

где n_вых - частота вращения выходного вала, об/мин;

Приводной вал.

,

где n_пв - частота вращения приводного вала, об/мин.

Определение крутящих моментов на валах привода.

Вал двигателя.

Т_дв = 9550 · Р_дв / n_дв ,

где Т_дв - крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550 · 3 / 1435 = 20 Н·м

Входной вал редуктора.

Т_вх = Т_дв · з_м · з_пп

где Т_вх - крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 20 · 0,98 · 0,99 = 19,4 Н·м

Промежуточный вал редуктора.

Т_пр = Т_вх · u_б · з_пп · з_зп ,

где Т_пр - кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пр = 19,4 · 5,7 · 0,99 · 0,98 = 107,2 Н·м

Выходной вал редуктора.

Т_вых = Т_пр · u_т · з_пп · з_зп ,

где Т_вых - крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых = 107,2 · 4,2 · 0,99 · 0,98 = 436 Н·м



Приводной вал.

Т_пв = Т_вых · з_пп · i_цп · _цп ,

где Т_пр - крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пв = 436 · 0,99 · 2 · 0,93 = 802,85 Н·м

Исходные данные для расчёта передач.

Входная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁ = Т_вх = 19,4 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁ = 1435 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = u_б = 5,7.

Выходная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁ = Т_пр = 107,2 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁ = 252 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u = u_т = 4,2.

Цепная передача.

Р₁ = Р_дв · з³_пп · з²_зп · з_м ,

где Р₁ - мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р₁ = 3 · 0,99³ · 0,98² · 0,98 = 2,8 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁ = n_вых = 60 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i = 2.



2. Расчёт допускаемых напряжений для проектирования цилиндрических и конических зубчатых передач

2.1 Выбор материала и термообработки

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес



Таблица 2.2

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а, следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: твердостью H ? 350 НВ - зубчатые колеса, нормализованные или улучшенные; твердостью Н > 350 НВ - с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др. Эти группы различны по технологии, нагрузочной способности и способности к приработке.

Применение высокотвердых материалов является большим резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач. Однако с высокой твердостью связаны некоторые дополнительные трудности:

· Высокотвердые материалы плохо прирабатываются,

· Нарезание зубьев при высокой твердости затруднено, поэтому термообработку выполняют после нарезания.

· Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование.

1) Выбираем материал - сталь 40Х.

2) Все колёса и шестерни - косозубые.

3) Назначаем твёрдость:

§ Для шестерней входной и выходной ступени - 260НВ,

§ Для колёс входной и выходной ступени на 50 единиц меньше по условиям приработки - 210НВ.

4) Термообработка - улучшение. - предел текучести.

2.2 Расчёт допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость.

,

где - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, ; - коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время, ; - коэффициент безопасности.

Учитывая, что у нас срок службы передачи значительный, принимаем . При термообработке «улучшение» .

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса входной и выходной ступеней.



,

где - общее допускаемое контактное напряжение для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке.

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость.

,

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба ; - коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время, ; - коэффициент безопасности, ; - коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи.

Принимаем для стали 40Х и термообработки «улучшение» , , .

Допускаемые напряжения изгиба для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев при перегрузках.

Выбор коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба.

Для выбора коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба необходимо знать:

· Твёрдость рабочих поверхностей зубьев,

· Величину коэффициента ширины шестерни относительно делительного диаметра ,

· Способ установки колёс относительно опор.

Способ установки колёс относительно опор - несимметричный.

Входная ступень:

Выходная ступень:

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



3. Проектирование косозубых цилиндрических передач

Разрушения активных поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания и поломки их являются основными причинами выхода из строя зубчатых колес. Расчет на усталостную выносливость проводится с целью предотвращения преждевременного выхода их из строя.

На первом этапе расчета (проектный расчет) преследуют цель предварительного определения размеров колес и передач на основе контактной прочности рабочих поверхностей зубьев.

При расчете косозубой цилиндрической передачи закрытого типа для редуктора общего назначения ряд параметров (межосевое расстояние, модуль) должен соответствовать действующим стандартам, величины других должны находиться в рекомендуемых пределах.

Исходные данные для расчёта.

1 T₁ - крутящий момент на валу шестерни, Н*м;

2 [у_H] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

3 [у_F]₁ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа;

4 [у_F]₂ - допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа;

5 [у_H]_max - допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;

6 [у_F]_max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, МПа;

7 U - передаточное число;

8 К_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям;

9 К_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба;

10 ш_bd - коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра;

11 ш_bа - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния;

12 в - угол наклона зуба. Выбирается в пределах от 8° до 15°. Для шевронных передач - до 25°.

13 б_щ - угол зацепления. Для передач без смещения б_щ=20°.

14 n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

Алгоритм расчета косозубой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние.

Расчетное значение для нестандартных редукторов округлить по ряду:

R_а 40 : ...80,85,90,95,100,105,110,120,125,130 далее через 10 до 200 и через 20 до 420.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Модуль.

Величину m согласовать со стандартом СЭВ З10-76

1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5

2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Суммарное число зубьев передачи.

,

Величину округлить до целого числа, для обоих ступеней.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Число зубьев шестерни.

Полученное значение округлить до целого числа.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Число зубьев колеса.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Уточним величину угла наклона зуба.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Делительные диаметры шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Уточним межосевое расстояние.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Уточним передаточное число.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



Рабочая ширина зубчатого венца.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



Окружная скорость в передаче.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Коэффициент торцового перекрытия.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Коэффициенты динамической нагрузки и .

При выборе коэффициентов динамической нагрузки необходимо знать:

· Твёрдость рабочих поверхностей,

· Окружную скорость в передаче,

· Степень точности передачи,

· Тип зуба.

Степень точности выбираем 7.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Коэффициент осевого перекрытия.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Определим величину коэффициента , учитывающего суммарную длину контактных линий.

Если

Если

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Определим величину коэффициента , учитывающего форму сопряженных поверхностей зубьев.

Для входной и выходной ступени:

Удельная расчетная окружная сила при расчете по контактным напряжениям.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



Величина рабочих контактных напряжений.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Максимальные контактные напряжения при перегрузке.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



Удельная расчетная окружная сила при расчете по напряжениям изгиба.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Вспомогательный коэффициент .

Для входной ступени:

Для выходной ступени:



Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Коэффициент , учитывающий наклон зуба.

Для входной и выходной ступени:

Действующие напряжения изгиба.



где , - коэффициент формы зуба для шестерни и колеса.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Максимальные напряжения изгиба при перегрузке.

Для входной ступени:



Для выходной ступени:

Геометрия передачи:

Диаметры окружностей выступов зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:



Для выходной ступени:

Усилия в зацеплении:

Окружная сила.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

Осевая сила.

Для входной ступени:



Для выходной ступени:

Радиальная сила.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.3 Расчёт косозубой цилиндрической передачи в программе MS Excel

Входная ступень

Допускаемые напряжения (МПа)
контактные	Контактные при перегр.	Изгиба шестерни	Изгиба колеса	Изгиба при перегр.	Кратность при перегрузке
490,9	1540	283,63	229,09	440	2
Крутящий момент на валу шестерни, T1, Н·м	Передаточное число, U	Коэффициент шbd ширины шестерни относительно d1	Коэффициент конц. Нагрузки, Кнв	Коэффициент конц. Нагрузки, КFв	Частота вращения вала шестерни, n1
19,4	5,9	1	1,15	1,3	1435
Коэффициент шba ширины шестерни относительно aw	Межосевое расстояние aw расчётное, мм	Межосевое расстояние aw стандартное, мм	Модуль расчётный, m	Модуль стандартный, m	Ширина зубчатого венца, bw, мм
0,29	112,24	140,00	2,10	2,00	40,58
Суммарное число зубьев передачи, Z?	Принятое сум. число зубьев передачи, Z?	Число зубьев шестерни расчётное, Z1	Число зубьев шестерни принятое, Z1	Число зубьев колеса принятое, Z2	Угол наклона зуба, в, рад
136,94	136,00	19,71	20,00	116,00	0,24
Делительный диаметр шестерни, d1 мм	Делительный диаметр колеса,d2, мм	Эквивалентное число зубьев шестерни, ZV1	Эквивалентное число зубьев колеса, ZV2	Окружная скорость передачи, V, м/с	Коэф. торцового перекрытия, еб
41,18	238,82	21,50	126,54	3,09	1,64
Коэффициент динамической нагрузки, KHV	Коэффициент динамической нагрузки, KFV	Рабочие контактные напряжения,ун	Коэф. осевого перекрытия,ев	Коэф., учитывающ суммарную длину контакт. линий, Zе	Коэф.,учитывающ. форму сопряжён. поверхн. зубьев, ZH
1,07	1,16	481,082	1,53	0,78	1,72
Удельная расчётная окружная сила при расчёте по контактн. напряжен., щHt	Уточним ширину зубчатого венца, bщ	Проверка прочности по контактн. напряж.
28,57	19,21	Выполняется
Максимальные контактн. напряж.	Проверка по максимальным контактным напряжениям	Удельная расчётная окружная сила при расчёте зуба на изгиб	Вспомогательный коэффициент,Ке
680,35	Выполняется	73,97	0,81
Коэффициент Yе	Коэффициент Yв	Коэффициент YF1	Коэффициент YF2
0,75	0,90	4,14	3,78
Напряжен. изгиба в передаче	Проверка по напряжениям изгиба	Проверка по максимальным напряжениям изгиба
94,93	Выполняется	Выполняется
Окружная сила, Н	Осевая сила, Н		Радиальная сила, Н
942,29	230,21		333,10
Геометрия передачи
Диаметры, мм	шестерни		колеса
вершин зубьев	45,18		242,82
впадин зубьев	36,18		121,54
основных окружностей	38,70		224,44
делительных окружностей	41,18		238,82
Межосевое расстояние, мм		140,00
Ширина зуба, мм		19,21
Число зубьев	20		116
Модуль, мм		2,00
Угол наклона зуба, в°		13,74

Выходная ступень.

Допускаемые напряжения (МПа)
контактные	Контактные при перегр.	Изгиба шестерни	Изгиба колеса	Изгиба при перегр.	Кратность при перегрузке
490,9	1540	283,63	229,09	440	2
Крутящий момент на валу шестерни, T1, Н·м	Передаточное число, U	Коэффициент шbd ширины шестерни относительно d1	Коэффициент конц. нагрузки Кнв	Коэффициент конц. нагрузки КFв	Частота вращения вала шестерни, n1
107,2	4,3	1,2	1,1	1,21	252
Коэффициент шba ширины шестерни относительно aw	Межосевое расстояние aw расчётное, мм	Межосевое расстояние aw стандартное, мм	Модуль расчётный, m	Модуль стандартный, m	Ширина зубчатого венца, bw, мм
0,45	143,82	140,00	2,1	2,00	63,40
Суммарное число зубьев передачи, Z?	Принятое сум. число зубьев передачи, Z?	Число зубьев шестерни расчётное, Z1	Число зубьев шестерни принятое, Z1	Число зубьев колеса принятое, Z2	Угол наклона зуба, в, рад
136,94	136,00	25,66	26,00	110,00	0,24
Делительный диаметр шестерни, d1 мм	Делительный диаметр колеса, d2, мм	Эквивалентное число зубьев шестерни, ZV1	Эквивалентное число зубьев колеса, ZV2	Окружная скорость передачи, V, м/с	Коэф. торцового перекрытия, еб
53,53	226,47	27,99	119,99	0,71	1,68
Коэффициент динамической нагрузки, KHV	Коэффициент динамической нагрузки,KFV	Рабочие контактные напряжения,ун	Коэф. осевого перекрытия,ев	Коэф., учитывающ суммарную длину контакт. линий, Zе	Коэф.,учитывающ. форму сопряжён. поверхн. зубьев, ZH
1,04	1,08	481,082	2,40	0,77	1,72
Удельная расчётная окружная сила при расчёте по контактн. напряжен., щHt	Уточним ширину зубчатого венца, bщ	Проверка прочности по контактн. напряж.
72,28	60,28	Выполняется
Максимальные контактн. напряж.	Проверка по максимальным контактным напряжениям	Удельная расчётная окружная сила при расчёте зуба на изгиб	Вспомогательный коэффициент, Ке
680,35	Выполняется	86,83	0,94
Коэффициент Yе	Коэффициент Yв	Коэффициент YF1	Коэффициент YF2
0,63	0,90	3,99	3,8
Напряжен. изгиба в передаче	Проверка по напряжениям изгиба	Проверка по максимальным напряжениям изгиба
92,98	Выполняется	Выполняется
Окружная сила, Н	Осевая сила, Н		Радиальная сила, Н
4005,27	978,54		1415,86
Геометрия передачи
Диаметры , мм	шестерни		колеса
вершин зубьев	57,53		230,47
впадин зубьев	48,53		114,99
основных окружностей	50,30		212,83
делительных окружностей	53,53		226,47
Межосевое расстояние, мм		140,00
Ширина зуба, мм		60,28
Число зубьев	26		110
Модуль, мм		2,00
Угол наклона зуба, в°		13,74



4. Проектный расчет валов

На валах размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т.д.. По конструкции валы различают гладкие, фасонные или ступенчатые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а так же с возможностью монтажа деталей при посадке с натягом. Прямые валы изготавливают из стали Ст5 - для валов без термообработки, стали 45 или 40Х - для валов с термообработкой (улучшением), стали 20 и 20Х - для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у которых цапфы цементируют для повышения износостойкости.

Для предварительной оценки диаметра вала в опасном сечении используют расчет его только на кручение при пониженных хуй допускаемых напряжениях:

где Т - крутящий момент на валу Н·мм; [] - допускаемые напряжения из расчета на кручение, [] = ( 12... 15) МПа.

Размер высоты заплечика вала h выбирают по рекомендациям в зависимости от диаметра d.

- диаметр ступени вала, мм.



Таблица 4.1

dм, мм	20...40	40...60	60...80	80...100
h, мм	3...5	5...7	7...8	8...9

4.1 Проектный расчет входного вала редуктора

Диаметр вала под муфту.

где - крутящий момент на входном валу, Н·мм.

Диаметр вала под подшипники.

Полученное значение следует согласовать с ГОСТ для подшипников качения.

(по ГОСТ 8338--75)



Диаметр вала под уплотнение.

Диаметр буртика.

Диаметр вершин зубьев шестерни .

Выбор подшипника для входного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 305.

;

;

- ширина подшипника;

- динамическая грузоподъёмность;

- статическая грузоподъёмность.

Рис. 4.2 Входной вал редуктора

4.2 Алгоритм проектного расчета промежуточного вала редуктора

Диаметр вала в опасном сечении под колесом.

где - крутящий момент на промежуточном валу, Н·мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник ближайший меньший относительно значения .

Выбираем по ГОСТ 8338--75.

Уточним диаметр вала под колесом.

Диаметр вала под втулку.

Диаметр буртика.



Диаметр вершин зубьев шестерни .

Выбор подшипника для промежуточного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 306.

;

;

;

;

.

Рис. 4.3 Промежуточный вал 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора

4.3 Алгоритм проектного расчета выходного вала редуктора

Диаметр вала в опасном сечении под колесом.

где - крутящий момент на выходном валу, Н·мм.

Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно .

Выбираем по ГОСТ 8338--75.

Уточним диаметр вала под колесом.

Диаметр вала под втулку.

Диаметр вала под уплотнение.

Диаметр вала под муфту из уравнения.

Диаметр буртика.



Диаметр вершин зубьев колеса .

Выбор подшипника для выходного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 308!!!

;

;

;

;

.

Рис. 4.4 Конструкция выходного вала редуктора



4.5 Расчетная схема и определение нагрузок входного вала

Рис. 4.5 Расчетные схемы входного вала: а) общая; б) в вертикальной плоскости; в) в горизонтальной плоскости.

Исходные данные:

- окружная нагрузка;

- радиальная нагрузка;

- осевая нагрузка;

- дополнительная сила;

- изгибающий момент.

Вертикальная плоскость (рис. 4.6. б).

Найдём .

Найдём .

Горизонтальная плоскость (рис. 4.6. в).

Найдём .

Найдём .

4.5.4 Суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В.

4.6 Эскизная компоновка редуктора

Необходимый зазор а между внутренними поверхностями корпуса и вращающимися зубчатыми колесами.

,

где - расстояние от верхнего края входной шестерни до нижнего края выходного колеса. .

Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатой поверхности выходного колеса.

Расстояние между торцами колес.

Расстояние между торцом подшипника до внутренней поверхности корпуса.

Выступ входного вала под муфту.



5. Расчет подшипников на срок службы

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

5.1 Расчёт подшипников входного вала на срок службы по динамической грузоподъёмности

Исходные данные.

Номинальная долговечность.

,

где - срок службы, - число лет, - годовой коэффициент, - годовой коэффициент.



Эквивалентная долговечность.

,

где - коэффициент эквивалентной нагрузки

Параметр осевого нагружения .

Таблица 5.1

Факторы приведения нагрузки

Тип подшипника					е
			X	Y	X	Y
Радиальный шариковый одно рядный	0	0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56	1	0	0,056	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	0,19 0.22 0.26 0.28 0.30 0.34 0.38 0.42 0.44

Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок и .

,



где - коэффициент вращения.

Эквивалентная нагрузка.

,

где - коэффициент безопасности, - температурный коэффициент.

Срок службы подшипника в млн. оборотов.

Срок службы подшипника в часах.

Сравним вычисленные сроки службы.

Всё верно.



6. Проектирование крышек подшипниковых узлов

Таблица 6.1

Данные по крышкам подшипниковых узлов.

D, мм	40-62	65-95	100-145	150-270
?, мм	5	6	7	8
d, мм	6	8	8	10
z	4	4	6	6

где D - наружный диаметр подшипника, ? - толщина, d - диаметр болта, z - число болтов.

Расчёт глухих крышек.

1 Входной вал.

Толщина крышки .

Толщина фланца .

Толщина торца .

Диаметр болта .

Диаметр отверстия под болт .

Число болтов .

Диаметр фланца .

Промежуточный вал.

Толщина крышки .

Толщина фланца .

Толщина торца .

Диаметр болта .

Диаметр отверстия под болт.

Число болтов .

Диаметр фланца .

Выходной вал.

Толщина крышки .

Толщина фланца .

Толщина торца .

Диаметр болта .

Диаметр отверстия под болт .

Число болтов z=4.

Диаметр фланца .

Расчет проходных крышек.

Входной вал.

Толщина крышки .

Толщина фланца .

Толщина торца .

Диаметр болта .

Диаметр отверстия под болт .



Число болтов .

Диаметр фланца .

Диаметр втулки.

и выбираем по размеру уплотнения под диаметр подшипника.

Выходной вал.

Толщина крышки .

Толщина фланца .

Толщина торца .

Диаметр болта .

Диаметр отверстия под болт .

Число болтов z=4.

Диаметр фланца .

Диаметр втулки.

и выбираем по размеру уплотнения под диаметр подшипника.



7. Расчет шпоночных соединений

7.1 Шпоночное соединение на входном валу под муфту

Исходные данные.

·

·

В зависимости от из ГОСТ 12081- 72 выбираем и .

Материал шпонки - сталь цельнотянутая.

Окружная сила.

Допускаемое напряжение смятия.

Условие прочности шпонки по напряжению смятия.

Полная длина шпонки.

стандартное значение



7.2 Шпоночное соединение на промежуточном валу под колесо

Исходные данные

·

·

В зависимости от из ГОСТ 12081- 72 выбираем и .

Материал шпонки - сталь цельнотянутая.

Окружная сила.

Допускаемое напряжение смятия.

Условие прочности шпонки по напряжению смятия.

Полная длина шпонки.

стандартное значение



7.3 Шпоночное соединение на выходном валу под муфту

Исходные данные.

·

·

В зависимости от из ГОСТ 12081- 72 выбираем и .

Материал шпонки - сталь цельнотянутая.

Окружная сила.

Допускаемое напряжение смятия.

Условие прочности шпонки по напряжению смятия.

Полная длина шпонки.

стандартное значение



7.4 Шпоночное соединение на выходном валу под колесо

Исходные данные

·

·

В зависимости от из ГОСТ 12081- 72 выбираем и .

Материал шпонки - сталь цельнотянутая.

Окружная сила.

Допускаемое напряжение смятия.

Условие прочности шпонки по напряжению смятия.

Полная длина шпонки.

стандартное значение



8. Конструирование колес редуктора

Рис. 8 Колесо

Входная ступень.

Диаметр ступицы .

Длина ступицы .

Толщина обода цилиндрического колеса .

Так как должна быть не менее 8 мм, примем .

Толщина диска колеса .

Диаметр отверстий.

Выходная ступень.

Диаметр ступицы .

Длина ступицы .

Толщина обода цилиндрического колеса .

Толщина диска колеса .

Диаметр отверстий.



9. Экономическое обоснование конструкции привода

С экономической точки зрения данный редуктор достаточно дешев в изготовлении и эксплуатации. Это обоснованно тем что:

1) для основных деталей редуктора (колеса, валы, крышки подшипников, корпуса крышки редуктора и др.) применялись недорогие материалы, такие как сталь 40Х, серый чугун.

2) были использованы только стандартные изделия, что обуславливает их легкую замену в случае поломки;

3) все основные узлы были проверены на прочность и долговечность, что позволяет использовать их максимальное время; ( с целью упрочнения на 1 промежуточном вале была применена накатка роликом и закалка ТВЧ)

4) использование картерной системы смазки также удешевляет производство редуктора;

5) при конструировании форм зубчатых колес, валов и других деталей были использованы приемы, снижающие массу этих деталей, что также способствует экономичности.

6 ) при расчете на усталостную прочность было получено высокое значение коэффициента запаса выносливости . Это связано с подбором диаметра быстроходного вала с валом электродвигателя , в следствие чего диаметр быстроходного вала увеличился.

Достоинствами конструкции привода является высокая надежность, высокий коэффициент полезного действия и способность передавать большие мощности.



Заключение

При разработке конструкции привода цепного конвейера мы учитывали требования экономики, технологии, эксплуатации, транспортировки, техники безопасности, использовали знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов и др.

В данном курсовом проекте разработан цилиндрический трехступенчатый редуктор вертикального исполнения. В процессе разработки выполнены кинематический расчет механизма и силовой расчет зубчатых передач; расчет (подбор) подшипников качения; расчет соединений (шпоночных и т.д.); выбор смазочных материалов для передач.

Выбран электродвигатель, удовлетворяющий условию проектного задания. Разработана рама крепления редуктора к полу. Подобрана система смазки подшипников и колес.

Знания и опыт, приобретенные при проектировании элементов машин, являются базой для дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.



Список использованных источников

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 2013 - 416 с.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2014 - 496 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, Том2. М.: Машиностроение, 2008 - 784 с.

Размещено на Allbest.ru

...