Проектирование цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Тульский государственный педагогический университет им. Л.Н. Толстого»

(ФГБОУ ВО «ТГПУ им. Л.Н. Толстого»)

Факультет технологий и бизнеса

Направление «Педагогическое образование»

Профиль «Технология, Экономика»

Кафедра АТБ

Курсовой проект

по дисциплине «Механика: детали машин»

на тему:

«Проектирование цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера»

Выполнила:

студентка 3 курса группы 621141

Виноградова А.Е.

Научный руководитель:

к.т.н., доцент Потапов А.А.

Тула 2016



Оглавление

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет цепной передачи

7. Первый этап компоновки редуктора

8.Проверка долговечности подшипников ведомого вала

9.Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет ведомого вала

11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

12. Выбор смазочного материала и способа смазывания редуктора

Заключение

Литература



Техническое задание

Вариант 6. Спроектировать по исходным данным привод к ленточному конвейеру по схеме.

Рис.1.

Исходные данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Окружная сила на привод. барабане: F, kH	4,0	4,5	5,0	5,5	6,0	6,5	7,0	7,5	8,0	10
Скорость ленты: V, м/с	0,5	0,6	0,7	0,8	1,0	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
Диаметр приводного барабана: D, мм	250	250	320	320	400	400	400	500	500	500



Введение

Редуктор представляет собой сложный механизм, входящий в состав привода рабочей машины и передающий вращение от вала электродвигателя к рабочему валу машины. Он состоит из червячных или зубчатых передач благодаря которым происходит вращение вала рабочего механизма.

Конструктивно он состоит из корпуса, в котором размещены элементы, передающие движение. Это зубчатые колеса, валы и другие. Иногда в корпусе редуктора могут находиться дополнительные устройства, обеспечивающие смазку цепей или охлаждение нужных деталей и узлов.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения благодаря высоким экономическим, потребительским и другим характеристикам. Потребность в использовании редукторов во многом вызвана тем, что необходимая частота вращения вала рабочей машины зачастую оказывается много меньше той, которую выдают двигатели (электрические, бензиновые и т.д.), а создание вращательного движения с необходимыми параметрами сразу на приводном валу двигателя часто оказывается либо невозможным, либо малоэффективным.

Широкое применение редукторов обуславливает их разветвленную классификацию, за основу которой могут быть взяты конструктивные, монтажные, эксплуатационные или иные особенности механизмов. С точки зрения основной выполняемой функции передача является главным элементом в редукторе, на основании чего выделяют следующие типы: цилиндрический, червячный, конический, планетарный, волновой, комбинированный. Систематизация имеющихся и разрабатываемых типов редукторов необходима для эффективного проектирования сложных установок, имеющих приводной механизм, и корректного подбора оборудования.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Требуемая мощность электродвигателя привода, определяется по формуле:

,

где =₁₂₃₄ - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД; F - сила передаваемая лентой барабана; V_л - скорость ленты конвейера.

По табл. 1.1, [1], принимаем:

-КПД пары цилиндрических зубчатых колес ₁=0,98;

-КПД, учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения ₂=0,99;

-КПД открытой цепной передачи ₃=0,92;

-КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана ₄=0,99. Теперь можем определить общий КПД привода:

=0,980,99²0,920,99=0,875.

Мощность на валу барабана:

Требуемая мощность электродвигателя:

Угловая скорость барабана:

Частота вращения барабана:



По требуемой мощности кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора i_р = 3ч6 и для цепной передачи i_ц = 3ч6, i_общ = i_рЧ i_ц = 9ч36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А 160 М8 УЗ, с параметрами и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения

,

Угловая скорость

.

Проверим общее передаточное отношение:

,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 , для цепной передачи .

Частоты вращения и угловые скорости валов редукторов и приводного барабана:

Вал B
Вал C
Вал А

необходимо учитывать возможности привода, состоящего из одноступенчатого цилиндрического редуктора и цепной передачи.

Вращающие моменты:

на валу шестерни: ;

на валу колеса:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

По таблице выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230;

для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение []_н определяем по формуле:

,

где _{h lim b}- предел контактной выносливости при базовом числе циклов; K_HL - коэффициент долговечности; [S_H] - коэффициент безопасности.

По таблице для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)

_{H lim b}=2НВ+70.

Для длительной эксплуатации редуктора, принимаем K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] =1,10.

Получим расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес:

-для шестерни

- для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_H ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [у_H ] ? 1,23 [у_H2 ] выполнено.

Коэффициент К_Hв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

, мм

где Т₂ - вращающий момент на ведомом валу редуктора; для косозубых колес К_а = 43; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Н = 1,25; коэффициент ширины венца для косозубых колес _ва = b/a_W = 0,4; К_а = 43.

Определим межосевое расстояние

.

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния (по СТ СЭВ 229-75) а_W = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 ч 0,02) · а_W = 2 ч 4 мм; принимаем по ГОСТ 13755-81 m_n = 2,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев =10 и определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле:

Принимаем z₁=26; тогда z₂ = z₁u =265=130.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

=1250ґ.

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

-диаметры делительные:

.

Делаем проверку межосевого расстояния:



.

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса и шестерни определяется по формулам:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

К_Н= К_Н К_Н К_Н??

Значения К_Н берем из таблицы; при _bd=1,275, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Н=1,155.

При ??=2,49 м/с и 8-й степени точности К_Н1,08, для косозубых колес при ??5 м/с, К_Н??=1,0. Получим значение коэффициента нагрузки:

К_Н=1,1551,081,0=1,245.

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

,

Теперь вычислим контактные напряжения:

.

Контактные напряжения меньше допускаемых. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Н/мм²,

где К_F - коэффициент нагрузки, определяется произведением - K_F= К_FК_F??;;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v; Y - коэффициент погрешности; K_F - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; []_F - допускаемое напряжение, Н/мм².

_bd=1,42, при твердости НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F=1,33, K_F??=1,3, получим:

K_F=1,331,3=1,73.

Находим значение коэффициента Y_F для шестерни и колеса:

у шестерни: ;

у колеса:

Y_F1 = 3,84 и Y_F2=3,60

Допускаемое напряжение рассчитывается по формуле:

.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 находим _{F limb}=1,8·HB:

Для шестерни

_Flimb=1,8230=415 H/мм²;

для колеса

_Flimb=1,8200=360 H/мм².

[S_F] - коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

[S_F]=[S_F][S_F].

Принимаем: [S_F]=1,75, [S_F]=1, следовательно: [S_F]=1,751=1,75.

Допускаемые напряжения:



шестерни: ;

колеса: .

Находим отношение :

шестерни: ;

колеса: .

Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньшее. Определяем коэффициенты Y и К_F.

К_F - для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности, принимаем равным 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса на изгиб:

.

Условие прочности выполнено .

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:



, мм

где []_К=25 Н/мм² - допускаемое касательное напряжение при кручении валов из стали 45.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора двигателя (d_дв) и вала (d_в1). У принятого двигателя АИР160S- d_дв=42мм.

В приводах, испытывающих ударные нагрузки, принимают упругие муфты. Принимается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под d_дв=42мм и d_в1=32мм (расхождение диаметров не должно превышать 20%).

Диаметр вала под подшипники примем d_п1=40мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем допускаемое касательное напряжение при кручении валов из стали 45, []_К = 20 Н/мм².

Диаметр выходного конца вала:

Из стандартного ряда по ГОСТ 6636-69, принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d_в2=52мм.

Диаметр вал под подшипниками принимаем d_п2 = 55 мм, а под зубчатым колесом d_к2 = 60 мм.



4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:

-делительный диаметр d₁ = 66,66мм;

-диаметр вершин зубьев d_а1 = 71,66мм;

-ширина шестерни b₁ = 85мм.

Колесо, по способу изготовления, кованное. Размеры колеса, следующие:

-делительный диаметр d₂ = 333,34 мм;

-диаметр вершин зубьев d_a2= 338,34 мм;

-ширина колеса b₂ = 80 мм;

-диаметр посадочного отверстия колеса на вал d_К2=60мм.

Диаметр ступицы колеса рассчитывается по формуле: d_ст = 1,6d_К2 = 1,660 = 96 мм.

Длина ступицы колеса l_ст = (1,21,5)d_К2 = (1,21,5) 60 = 7290мм.

Принимаем длину ступицы - l_ст=80мм.

Толщина обода колеса ₀ = (2,54)m_n = (2,54) 2,5 = 6,2510мм.

Принимаем ₀=10 мм.

Толщина диска колеса С = 0,3b₂ = 0,380 = 24мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

= 0,025а+1 = 0,025200+1= 6 мм.

₁ = 0,02а+1 = 0,02200+1= 5мм.

Принимаем: = 8 мм и ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 = 1,58 = 12 мм; b₁ = 1,5₁ = 1,58= 12 мм

- нижнего пояса корпуса

p = 2,35 = 2,358 = 19мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментных

d ₁= (0,030,036)а_щ+12 = (0,030,036) 200 + 12 = 18 19,2 мм, принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,70,75)d₁ = (0,70,75)20 = 1415 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,50,6)d₁ = (0,50,6)20 = 1012мм,

принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь ПР по ГОСТ 13568-75.

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т₃ = Т₂ = 54810³ Нмм.



Передаточное отношение было принято ранее

u_ц = 3,12.

Число зубьев ведущей звездочки определяется по формуле:

,

принимаем Z₃ = 25.

Число зубьев ведомой звездочки

Принимаем Z₄ = 78.

Тогда фактическое значение передаточного числа передачи

I_ц = Z₄ / Z₃ = 78 / 25 = 3,12.

Отклонение: (3,12- 3,12)/ 3,12· 100% = 0 %, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки рассчитывается по формуле:

К_э=К_ДК_аК_НК_рК_сК_n ,

где К_Д=1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру);

К_а=1 - коэффициент учитывает влияние межосевого расстояния;

К_Н=1 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров (принято =45);

К_р=1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи (при периодическом регулировании);

К_см=1 - при непрерывной смазке;

К_n=1 - при односменной работе.

К_э=1111,2511=1,25

Ведущая звёздочка имеет частоту вращения об/мин; Среднее значение допускаемого давления при n ? 200об/мин [р]= 23 МПа. передача электродвигатель конвейер привод

По формуле , определяем шаг цепи m = 1 (однорядная):

мм,

где [p] - допустимое давление в шарнирах.

По таблице принимаем среднее значение [p]=23 Н/мм².

Определим шаг цепи:

Подбираем по таблице ближайшее наибольшее t и выбираем цепь ПР- 31,75 - 88,5 по ГОСТ 13568 - 97, имеющую t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q = 88,5 кН; массу q = 3,8 кг/м; площадь опорной поверхности А_оп = 262 мм².

Скорость цепи определяется по формуле, [1]:

Окружное усилие

Давление в шарнире проверяем по формуле:

_t

Уточняем по таблице допустимое давление:

[p]=22[1+0,01(25-17)]=23,76 Н/мм².

Условие p[p], т.е. 20,7 Н/мм² < 23,76 Н/мм², выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

,

где z_У = z₃ + z₄ = 25 + 78 =103 ;

Тогда .

Округляем до чётного числа L_t = 152.

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение по формуле :

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на 1562?0,004= 6мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

ведущей звездочки:



ведомой звездочки:

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

Силы, действующие на цепь:

окружная: F_ц=4338 H

от центробежных сил: F_??=q??²=3,8 1,89² =13,6 H,

где q=3,8 кг/м берем из таблицы.

от провисания: F_f=9,18k_fqa_ц = 9,811,53,81,562=88 H,

где k_f=1,5 при угле наклона передачи 45?.

Расчетная нагрузка на валы

F_в=F_tц+2F_f=4338+2 88 = 4514 H

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле:

,

что значительно больше нормативного [s]=9,4. s[s] - условие прочности выбранной цепи соблюдено.

Размеры ведущей звездочки:

-диаметр ступицы звездочки d_ст = 1,6d_в2 = 1,6 52 = 83,2 мм.

-длина ступицы l_ст = (1,21,6) d_в2 = (1,21,6) 52 = 62,483,2 мм,

принимаем l_ст= 80 мм.

-толщина диска звездочки

Б = 0,93В_вн, где В_вн = 19,05мм - расстояние между пластинками внутреннего звена Б = 0,9319,05 = 18мм.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса, рис.1:

А₁=1,2=1,28= 9,6мм 10мм.

Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала или вершиной зуба шестерни (колеса) и внутренней стенкой корпуса А==8мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

d_П1 = 40мм, d_П2 = 55мм.

По таблице подбираем подшипники средней серии №308 и №311 со следующими параметрами:

Условное обозначение подшипника	d	D	В	Грузоподъемность, кH
	Размеры , мм	C	C0
308	40	90	23	41	22,4
311	55	120	29	71,5	41,5

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина принимается равной y=12мм.

Расстояние на ведущем валу между осями подшипника и шестерни по конструктивной компоновке принимаем l₁ = 78 мм и на ведомом, l₂ = 82 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 82 мм.

Глубину гнезда подшипника l_Г=1,5 В выбираем по наибольшему подшипнику 311:

l_Г = 1,529 = 43,5мм, принимаем l_Г = 43 мм

Толщину фланца крышки подшипника принимаем = 14мм.

Высоту головки болта принимаем равной 0,7d_v=0,712=8,4мм. Диаметр отверстия под болт d₀=14мм. Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца b принимаем равным 10мм. Длину пальца b принимаем по таблице по шагу цепи t. B=31,75 + 5 = 36,75мм.

Определяем расстояние l₃ от оси звездочки до оси подшипника (до оси опоры ведомого вала). Принимаем l₃ = 82 мм.



Рис.2. Предварительная компоновка редуктора

Рис.3. Расчетная схема ведомого вала



8. Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Ведомый вал.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 3288 Н, F_r = 1228Н, F_а = 756Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи - Ftц = 4351 Н. Cоставляющие этой нагрузки: F_цх = F_цу = F_ц · sin г = 4288 · sin 45? = 3200 H.

Из первого этапа компоновки l₂ = 82 мм и l₃ = 82мм.

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. 2.

Реакции опор в плоскости xz:

Проверка: R_x3 + R_x4 - (F_t + F_цx) = 44 + 6444 - (3288 + 3200) = 6488 - 6488 = 0.

Реакции опор в плоскости yz:



Проверка: R_y3 + F_цy - (F_r + R_y4) = 1446 + 3200 - (1228 + 3418) = 4646 - 4646 = 0.

Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4.

Принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 311 (ГОСТ 8338-75):

d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, С = 71,5 кН, С₀ = 41,5 кН.

Отношение . Этому отношению соответствует

е 0,20.

Отношение , следовательно X = 1, Y = 0, (K = 1,2-нагрузка спокойная без толчков, но с учётом того, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения; К_Т = 1 ) и эквивалентная нагрузка:

P_э=(F_r4VX + F_a·Y)·KK_т=(72941 1 + 756·0)·1,21 = 8753 H.

Расчетная долговечность в млн. об.:

Расчетная долговечность в часах: 59?10³ч.

где n=145 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 311 имеют ресурс L_h 59?10³ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78*.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице []_см=100120Н/мм², при чугунной []_см=5070 Н/мм².

Ведущий вал.

d=32 мм; b h= 108 мм; t₁ =5 мм; длина шпонки l=80мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80мм); момент на ведущем валу Т₁=109,610³ Нмм.

(полумуфты МУВП изготовляют из чугуна марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой:

d = 52 мм; bh =1610мм; t₁ = 6,0мм; t₂ = 4,3мм; длина шпонки l =80 мм - из стандартного ряда при длине ступицы звездочки l_ст = (0,8…1,5 )?d = (0,8…1,5 )?52 = 41,6…78мм, (выбираем l_ст = 78мм ) и диаметре ступицы d_ст = 1,5?d + 10 = 1.5?52 + 10 = 88мм; момент Т₂=54810³ Нмм.

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие _см[]_см выполнено.

10. Уточненный расчет ведомого вала

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s].

Прочность соблюдена при s [s].

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d_a1 = 71,66 мм) среднее значение предела прочности _в = 780Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1 0,43_в = 0,43780 = 335Н/мм²..

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-1 = 0,58_-1 = 0,58335= 193Н/мм².

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

,

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

.

При d = 32 мм; b = 10 мм; t₁ = 5мм:

;

.

Принимаем k =1,68, [1], 0,8 и 0,1.

Коэффициент запаса прочности:

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной к середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5при 25•10³ Н•мм<Т_Б<250•10³ Н•мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=60 мм(муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

М=2,5 Н•мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

здесь опущены промежуточные выкладки.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал:

Материал вала - сталь 45 нормализованная, _в=570Н/мм². Пределы выносливости:

-₁=0,43570=245Н/мм²

_-1=0,58245=142Н/мм² .

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Проверку прочности вала проведем в сечении под звездочкой цепной передачи, в этом сечении минимальный диаметр вала и концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: коэффициенты концентрации напряжений К=1,58; К=1,48; масштабные факторы =0,7 и = 0,82; коэффициенты 0,15 и 0,1. Крутящий момент Т₂=54810³Н/мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

;



Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

;

Суммарный изгибающий момент в сечении:

.

Момент сопротивления кручению (d = 60мм; b = 18мм; t₁ = 7,0 мм):

.

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

среднее напряжение _m = 0.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

;

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:

Таким образом в наиболее опасных сечениях валов редуктора n [n] =1,5ч2,0.

11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указания, приведенными в литературе [1].

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

12. Выбор смазочного материала и способа смазывания редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 8,2 = 2,05 дм³.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н = 366,5 МПа и скорости х = 2,49 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть, примерно, равна 28?10^-6м²/с. По таблице выбираем масло в соответствии с ГОСТ 17479.4-87* индустриальное И-30-А.

Камеры подшипников заполняем в соответствии с ГОСТ 20799-88* маслом И-20А периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.



Заключение

В данной курсовой работе был спроектирован цилиндрический зубчатый редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера, а так же был проведен полный расчет привода к ленточному транспортеру, который включает в себя: кинематический расчет, расчет зубчатых колес редуктора, расчет допускаемых контактных напряжений, расчет межосевого расстояния, предварительный расчет валов редуктора, расчет размеров шестерни и колеса, расчет размеров корпуса редуктора, расчет цепной передачи, уточненный расчет ведомого вала.

А так же были проведены: компоновка редуктора, проверка долговечности подшипников ведомого вала, выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора, выбор смазочного материала.

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей, освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа



Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Ковинцев. М.: Машиностроение, 1988. 416 с.

2. Детали машин и основы конструирования/Под ред. М.Н. Ерохина. - М.: КолосС, 2004. - 462 с.: ил.

3. Детали машин: Атлас/ Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1992. 352 с.

4. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование, М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Белкин К.Н. Детали машин: Учебное пособие. - Тула: Изд-во Тул.гос.пед. ун-та им. Л.Н. Толстого, 2000.- 94 с.

Размещено на Allbest.ru

...