Привод конвейера с одноступенчатым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Назначение и область применения проектируемого редуктора

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

3. Расчёт зубчатой передачи

4. Проектный расчёт валов редуктора

5. Конструирование зубчатых колес

6. Конструирование корпуса редуктора

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

8. Выбор и расчёт муфт

9. Выбор и расчёт шпонок

10. Уточнённый расчёт валов вала

11. Выбор смазки редуктора

12. Описание сборки редуктора

13. Выводы о рациональности выбора некоторых элементов спроектированного редуктора

Литература



Введение

Рассмотренный привод конвейер спроектирован для передачи вращающего момента на барабан, лента которого перемещает груз с определенной скоростью.

Привод машины состоит из электродвигателя, редуктора. Электродвигатель присоединен к редуктору при помощи муфты. Транспортировка груза осуществляется лентой.

Редуктор осуществляет передачу вращающего момента от электродвигателя к барабану. При этом происходит повышение значения вращающего момента за счет понижения частоты вращения до требуемой величины. Редуктор одноступенчатый.

Смазывание зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.

Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружи и введены во внутренние поверхности. Лапы под фундаментные болты не выступают за предельные размеры редуктора. Проушины для подъёма и транспортировки редуктора отлиты за одно с крышкой редуктора.

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным, плоскость разъема проходит через оси валов. В данном курсовом проекте применяются закладные крышки подшипников.



1. Назначение и область применения проектируемого редуктора

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. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

В данном курсовом проекте представлен зубчатый одноступенчатый редуктор, цилиндрические колеса данного редуктора являются прямозубыми. Валы редуктора расположены горизонтально.

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Рисунок 1 - Схема привода



Р2=2,7 кВт

W2=35 Рад/сек

Определяется общий КПД привода

, (2.1)

где: з = 0,98 КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи;

_n = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения.

= 0,98Ч0,99 2 = 0,96

2.2 Определяется требуемая мощность двигателя

(2.2)

где: Р2 =2.7 кВт - мощность на ведущем валу, согласно задания.

Р1== 2,8125 кВт

Определяется частоту вращения на ведомом валу

n2 = (2.3)

где: 2 =39 рад/с - угловая скорость ведомого вала, согласно задания

п2 =об/мин

Выбирается приближенное значение общего передаточного числа

u = (2…6,3) - цилиндрическая передача

Определяется требуемая частота вращения на ведомом валу



п1 = п2u (2.4)

п1 =334.39 (2…6,3) = 668,78…2166,342 об/мин

По таблице К9 [2] выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя 112МВ

Рэ = 3 кВт

nном = 700 об/мин

= 32 мм

Определяется фактическое передаточное число привода

(2.5)

= 2,09

Определяется мощность и угловая скорость на валах редуктора

(2.6)

=73.26 рад/с

Вращающий момент на ведущем валу

(2.7)

= 38.39Нм.

Вращающий момент на ведомом валу

(2.8)

T2==77,14Нм

Полученные результаты сводятся в таблицу

Таблица 1 Данные кинематического расчёта

	Мощность Р, кВт	Вращающий момент Т, Нм	Частота вращения п, об/мин	Угловая скорость , Рад/с
1	2,81	38.39	700	73
2	3	77,14	334	35

3. Расчёт зубчатой передачи

3.1 Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбирается сталь 40Х с термообработкой - улучшение.

Средняя твердость колеса HB2 = 248,5, шестерни HB1.= 285,5

Предельные размеры заготовок колеса Dпред. = 200мм, Sпред..=125мм.

3.2 Определяем пределы выносливости по контактным напряжениям:

Колесо: []НО 2 = 1,8 HB2 +67 = 1,8 ·248,5 + 67 = 514 МПа (3.1)

Шестерня []НО 1 = 1,8 HB1 +67 = 1,8 ·285,5 + 67 = 581 МПа (3.2)

3.3 Определяем пределы выносливости на изгиб

Колесо: []FО 2 = 1,03 HB2 = 1,03 ·248,5 = 256 Н/мм2 (3.3)

Шестерня []FО 1 = 1,03 HB1 = 1,03 ·285,5 = 294 Н/мм2 (3.4)

3.4 Определяем допускаемые контактные напряжения:

[] H2= []НО 2 · КH = 5,14 · 1 = 514 Н/мм2 (3.5)

где КH = 1 - коэффициенты долговечности

3.5 Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Колесо: []F 2 = []FО 2 КF = 256 · 1 = 256 Н/мм2 (3.6)

Шестерня []FО 1 = []FО 1 КF = 294 · 1 = 294 Н/мм2 (3.7)

где КF= 1 - коэффициенты долговечности

3.6 Межосевое расстояние передачи

, (3.8)

где а=0,3 - коэффициент ширины венца колеса;

КH=1 - коэффициент динамической нагрузки.

= 82мм (3.9)

Принимается стандартное значение, а=82 мм.

3.7 Рассчитывается модуль зубьев передачи.

т = (0,01…0,02) а= (0,01…0,02) 82 = 0,82…1,78 (3.10)

Принимаем стандартное значение

т = 2.

3.8. Рассчитывается суммарное число зубьев

Z = (3.11)

Z = =82

Число зубьев шестерни.

Z1= (3.12)

Z1== 16

Принимается число зубьев шестерни 16.

Число зубьев колеса

Z2=Z -Z1 (3.13)

Z2=82 - 16 = 66

3.9. Рассчитывается фактическое передаточное число.

uф = (3.14)

uф = =4.12

3.10 Основные геометрические размеры передачи

Делительные диаметры шестерни и колеса

d1=mZ1 (3.15)

d1=2 16 = 32мм

d2=mZ2 (3.16)

d2=2 66 = 132мм

Фактическое межосевое расстояние

а = (3.17)

а = =82 мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев

da1=d1+2m (3.18)

da1= 52+ 4= 56мм

da2=d2+2m (3.19)

da2=112+4=116мм

df1=d1-2.5m (3.20)

df1= 52-5= 47мм

df2=d2-2.5m (3.21)

da2=112-5=107 мм

Ширина зубчатого венца

b2=a a (3.22)

b2=0,3 82 =24,6 мм

принимается ширина зубчатого венца колеса b2=29 мм.

b1=b2+5 (3.23)

b1=24.6 + 5 = 29.6 мм

3.11 Определяем пригодность заготовок колес

Для шестерни

Dзаг=da1 + 6 < Dпред (3.24)

Dзаг= 56+6 = 62мм, что < Dпред = 200 мм

Для колеса

Sзаг=b2+4 (3.25)

Sзаг=29+4= 33 мм, что <Sпред=125мм

Условие пригодности заготовок выполняется.

3.12 Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи

= (3.26)

= =1.90 м/с

Принимается 8-я степень точности изготовления колёс[2].

3.13 Силы в зацеплении

Окружная сила

Ft = (3.27)

Ft = = 1377,5H

Радиальная сила

Fr=Fttg (3.28)

где = 20 - угол зацепления.

Fr = 1377.5 0,364 = 501,41H

3.14 Расчетное напряжение изгиба

Находим отношения

Шестерни 294/4,27 = 68,85

Колеса 256/4,07 = 62,89

Проверяем зубья колёс по напряжениям изгиба

(3.29)

где Kf=1 - коэффициент распределения нагрузки;

Kfv=1.4 - коэффициент динамичности.

= 57.14МПа <[]F2= 256 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Проверяются зубья колеса по контактным напряжениям

; (3.30)

где КН = 1 - коэффициент распределения нагрузки;

КН = 1 - коэффициент концентрации нагрузки;

КН = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки;

= 2872 МПа

привод одноступенчатый редуктор зубчатый



4. Проектный расчёт валов редуктора

Рисунок 4.1 - Конструкция ведущего вала.

Выполняется расчёт выходного конца.

d1вых = (4.1)

где Т1- вращающий момент на ведущем валу;

[фк] = 25- допускаемое напряжение кручения.

d1вых = = 19,7 мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, необходимо согласовать диаметры dэл и d1вых

d1вых = 0,75 dэл (4.2)

где dэл=32 мм - диаметр выходного конца электродвигателя.

d1вых=0,75 32 = 24 мм

Принимается окончательно d1вых= 30 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипник

d1п=d1вых+ (3..5) (4.3)

d1п= 30+(3…5) = 27… 29 мм

принимается d1п= 35 мм, выполняется шестерня вместе с валом.

Ведомый вал

Рисунок 4.2 - Конструкция ведомого вала.

Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала по формуле (4.1)

d2вых ==25

Принимается окончательно d2вых=30мм.

Рассчитывается диаметр под подшипники.

d2п=d2вых+(2…5) (4.4)

d2п=28+5=30 мм

Принимается окончательно 30 мм

Рассчитывается диаметр под колесо.

d2к=d2п+5 (4.5)

d2к= 30+5 = 35 мм

Рассчитывается диаметр вала под буртик

d б =dk2+8 (4.6)

d б =35+8=43мм

5. Конструирование зубчатых колес

Шестерню выполним за одно целое с валом, ее размеры:

d1= 24мм, da1= 56 мм, df1= 30 мм, b1= 30 мм

Колесо кованное:

d2= 112мм, da2= 116 мм, df2= 25 мм, b2= 25 мм

Диаметр ступицы принимается

dст = 1,6 dк2 = 1,635 = 48мм. (5.1)

Длина ступицы

lст = (1.2…1,5) d2к= (1…1,5) 35 = 42… 52.5мм (5.2)

принимается 48мм

Толщина обода

д0 = (2,5 … 4)m =(2,5 … 4)4 = 10… 16мм (5.3)

Ширина обода

с = 0,3 b2 = 0,3 2.5 = 7,5 мм. (5.4)

принимается9мм

Внутренний диаметр обода

D0 = da2 - 2(б0+2,25m) (5.5)

D0 = 116-2(16+2,254) = 66 мм

На торцах зубчатого венца выполняют фаски f= (0,5…0,7)т = 1…1,4мм

Острые кромки на торцах ступицы, углах обода притупляют фасками.

Рисунок 5 - Конструктивные размеры колеса

6. Конструирование корпуса редуктора

6.1 Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

= 0,025а +1 (6.1)



где - толщина стенок корпуса, мм;

а - межосевое расстояние, мм.

= 0,02582 +1 = 3,05мм

По таблице 10.2 толщина стенок корпуса и крышки = 8мм.

Толщина стенок крышки

₁=0,02а + 1 (6.2)

₁=0,0282+1 = 2,64мм

Окончательно принимается 1=8 мм.

6.2 Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5 (6.3)

b=1,5 3.05 = 4.57 мм

6.3 Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b1=1,5 (6.4)

b1=1,5 2.64 = 3.96 мм

6.4 Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35 (6.5)

р=2,35 4.57=10.73 мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=10 мм.

6.5 Определяется диаметр фундаментных болтов.

d1=(0,03…0,036)а+12 (6.6)

d1=(0,03…0,036)82 + 12=14,46 …41,52 мм

Принимаются болты с резьбой М16.

6.6 Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d2=(0,7….0,75)d1 (6.7)

d2=(0,7…0,75)16=10.122 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

6.7 Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

d3=(0,5…0,6) d1 (6.8)

d3=(0,5…0,6)16=5…14.46 мм

Принимаются болты с резьбой М8

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеется Ft= 1377,5 H, Fr= 501,41 H, по диаметру вала dп1 = 30мм принимаем радиальные шарикоподшипники 106 серии: d=30 мм; D=52 мм; В=13 мм; С=13,3 кН; С0=6,8 кН.

Рисунок 7.1 - Эпюра реакций ведущего вала

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

Rх1 = Rх2 = (7.1)

где Rх1 = Rх2 - реакции опор, Н;

Rх1 = Rх2 = = 250,8Н

в плоскости yz

Ry1 = Ry2 = (7.2)

Ry1 = Ry2 = =688,75Н

Проверка:

Rх1+Rу2 - Fr= 0

Определяются суммарные реакции

(7.3)

Pr2 = Pr1 = =732,95Н

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Pэ = (XVPr1+YPa)KKТ (7.4)

где Рэ - радиальная нагрузка, Н;

Рr = 1103,4 Н - радиальная нагрузка;

V=1 -коэффициент вращения внутреннего кольца;

К=1; KТ=1 -коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвейеров.

Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки

Рэ=(11732,95 + 00) 11=732,95 Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.5)

где С - динамическая грузоподъёмность, Н

= 3.37 млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

Lh = (7.6)

где п1- частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

=80.23ч

7.2 Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.

По диметру вала dn2=35 шарикоподшипники 107 серии: d=35 мм; D=62 мм; В=14 мм; С=15,9 кН; С0=8/5кН.

Рисунок 7.2 - Эпюра реакций ведомого вала

Определяются реакции опор:

Rх3 = Rх4 = =250.7Н

Ry3=Ry4= = 688,75Н

Определяются суммарные реакции

Pr3 = Pr4 = =732,95Н

Рассчитывается эквивалентная нагрузка по формуле 7.4

Рэ=(11732,95 + 00) 11=732,95 Н

Рассчитывается расчётная долговечность по формуле 7.5

= 4.03 млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность по формуле 7.8

=200.86ч

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников должен быть не менее 12000часов. Подшипники ведущего и ведомого вала имеют ресурс Lh=200, подшипники ведомого имеют ресурс Lh= 200 ч.

8. Расчёт муфты

Исходные данные:

8.1 Расчетный момент

где - коэффициент режима работы.

По таблице К21[2] выбирается муфта МУВП(муфта упругая втулочно- пальцевая).

Таблица 1. Параметры муфты для расчёта.

d, мм	Tp	N об/мин	D мм	D0 мм	пальцев	втулки
					dnмм	ln мм	Z	dBмм	l0 мм
24	49	700	100	68	10	42	6	19	15

8.2 Проверка пальцев на изгиб:

D0 - диаметр окружности, мм;

Z - число пальцев;

- длина пальца, мм;

- диаметр пальца, мм.

8.3 Проверка резиновых втулок на смятие:

9. Выбор и расчёт шпонок

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.).

Выбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

[см} (9.1)

где Т - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

(h-t1) - рабочая глубина паза в ступице;

lр = (l-b) - рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

[см]=100…120 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.



9.1 Ведущий вал. d=25 мм; b х h= 8х7 мм; t1=4 мм; l=32 мм; Т= 38.39103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

9.2 Ведомый вал.

d=25 мм; b х h= 8х7 мм; t1=4 мм; l=32 мм; Т= 77.14103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

9.3 Размеры шпонки под колесо

dк=35мм; bхh = 10х8 мм; t1=5 мм; t2=3,3мм l=35 мм; Т= 77.14103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов вала

Вал работает на совместное действие сжатия, кручения и изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Определим опасную точку вала. Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (а=тах,, т=0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (а = т=0,5).

Материал вала 40Х

_в = 800 МПа т = 650 МПа

_-1 = 360 МПа т = 390 МПа -1 = 210 МПа

_а = (10.1)

_а = =16,79 МПа

_а = т=0,5= 0,5 (10.2)

_а =0,5= 8,39 МПа

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.3)

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по нормальным

, (10.4)

где К= 2 - коэффициент концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза

= 0,15 - коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

Кd = 0,65 - масштабный фактор для легированной стали;

КF = 1 - фактор шероховатости.

= 6,08

Определяется коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.5)

где К= 1,7 - коэффициент концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза;

= 0,1 - коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

= 14,9

= 5,62

Условия усталостной прочности выполняется S = 5,62 [S] = 1,5

Проверка статической прочности

_экв = (46)

где изг - напряжение изгиба

_экв = = 21,25 МПа

Предельное допустимое напряжение

[] = 0,8т = 0,8650 = 520 МПа

_экв [] - условие статической прочности вала выполняется.

11. Выбор смазки 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 определяется из расчета 0,25 дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,253= 0.75дм 3

При контактных напряжениях Н = 1860 МПа и скорости = 1.90м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28106 м2/с. Принимается масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75)

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняется шприцем через пресс - масленки.

12. Описание сборки редуктора

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

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

Наведущий вал насаживают мазе удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 0С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазе удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевая крышку редуктора и 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

13. Выводы о рациональности выбора некоторых элементов спроектированного редуктора

Этот редуктор был спроектирован для роликового конвейера. На него были произведены небольшие затраты так как он в основном состоит из дешевых материалов.

Масса редуктора была уменьшена за счет выемок в корпусе, крышке, днище корпуса. Для не затруднительной транспортировки были проделаны отверстия в крышке редуктора.

Большую прочность редуктора обеспечивают ребра жесткости.

Легко можно произвести смену масла: для этого внизу корпуса сделана пробка. Уровень масла в редукторе контролируется при помощи маслоуказателя.

Большой запас долговечности подшипников гарантирует долгую и надежную работу.

Винты, болты, гайки, шайбы, шпонки, штифты стандартные изделия, поэтому их приобретение не требует особых затрат.

Литература

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И. М. Чернин и др. -3-е изд, Перераб.идоп -М.: ИНФРА-М, 2102. -414с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие. Изд-е 2-е, перерабю. И дополн. -Капилининград: Янтарный сказ, 2006-454с.

3. Куликов В.П. Стандарты инженерной графики: учебное пособие. -М.: ФОРУМ:ИНФРА-М, 2007- 240с.

Размещено на Allbest.ru

...