Проектирование привода цепного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Проектирование привода цепного транспортера

Нуждин В.В.



Введение

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к лесотаске и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. На ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски.

Для обеспечения указанных в задании параметров привода в курсовом проекте решаются следующие задачи:

- расчет КПД двигателя;

- выбор двигателя с позиции рациональной мощности и частоты вращения;

- расчет передаточных чисел редуктора, закрытой и открытой передач;

- расчет частот вращения валов;

- расчет вращательных моментов;

- выбор материала зубчатой пары;

- расчет допускаемых напряжений;

- расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи;

- расчет цепной передачи;

- определение сил в зацеплении, закрытой передачи;

- определение консольных сил;

- проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора

- расчет реакций в опорах подшипников;

- построение эпюр изгибающих и крутящих моментов;

- проверочный расчет подшипников;

- конструктивная компоновка редуктора;

- проверочные расчеты: шпонок, стяжных винтов подшипниковых узлов и валов;

- определение технического уровня редуктора.

В процессе работы над курсовым проектом применены знания из ранее изученных дисциплин: «Физика», «Теоретическая механика», «Сопротивление материалов», «Инженерная графика», «Материаловедение», «ТММ», что явилось фундаментом для получения новых знаний, умений и навыков по дисциплине «Детали машин и основы конструирования».



1. Кинематический и силовой расчет привода

Спроектировать привод цепного транспортера, машинный агрегат служит приводом к цепному транспортеру и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. На ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски.

Схема привода изображена на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1. Чертеж кинематической схемы. 1 - двигатель, 2 - муфта упругая со звездочкой, 3 - редуктор двухпоточный, 4 - цепная передача, 5 - тяговая цепь, 6 - тяговые звездочки

Исходные данные для проектирования:

Тяговое усилие Ft = 9 кН.

Скорость цепи V = 0.1 м/с.

Число зубьев звездочки z = 14.

Шаг цепи tц = 65 мм.

Срок службы привода Lгод = 6 лет.

Коэффициент годового использования Кгод = 0,9

Коэффициент суточного использования Ксут = 0,9

График нагрузки

Параметры графика нагрузки

в1= 1,8; в2 = 0,7;

Работа в одну смену, нагрузка с малыми колебаниями, режим нереверсивный, продолжительность смены tс= 24 ч.

Определяем ресурс привода:

ч;

где Lг = 6 лет - срок службы привода;

tс= 24 ч.

Кгод=0,5

Ксут=0,29

Подставив данные, получим:

ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15 % ресурса. Тогда ч.

Рабочий ресурс привода принимаем ч.

Составляем табличный ответ к главе 1.

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	LГ	Lc	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Лесоперерабатывающее предприятие	6	1	24	7•103	С малыми колебаниями	нереверсивный

Определяем требуемую мощность привода:



кВт;

где F=9 кН - тяговая сила цепи;

v=0,1 м/с - скорость тяговой цепи.

Подставив данные, находим:

кВт.

Определяем КПД всего привода:

где коэффициент полезного действия закрытой передачи [7,стр. 40,табл. 2.2];

коэффициент полезного действия открытой передачи [7,стр. 40, табл. 2.2];

коэффициент полезного действия муфты [7,стр. 40, табл.2.2];

коэффициент полезного действия подшипников качения [7,стр. 40, табл. 2.2];

коэффициент полезного действия подшипников скольжения [7,стр. 40, табл. 2.2].

Подставив данные, получим:

Находим требуемую мощность двигателя (с учетом двух параллельно работающих двигателей):

кВт.



По данным таблицы К9 [7,стр. 406] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощность Рном = 1,5 кВт с частотой 1000 об/мин

Таблица 1.2. Характеристики двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения об/мин
			синхронная	При номинальном режиме пном
1 2 3 4	4АМ80В2У3 4АМ90L4У3 4АМ100L6У3 4АМ112МА8У3	1,5 1,5 1,5 1,5	3000 1500 1000 750	2850 1425 950 700

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:

об/мин;

где v=0,1 м/с - скорость тяговой цепи; Z=14 - число зубьев тяговой звездочки; p=65 мм - шаг тяговой цепи.

Подставив данные, находим:

об/мин.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Подставив данные, находим:

Результаты заносим в таблицу 1.2.

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для выводу: В третьем варианте (u = 4,69; nном = 950 об/мин) и во втором (u = 7,02; nном = 1425 об/мин), передаточное число открытой передачи находится в рамках рекомендуемых значений [7, табл. 2.3, стр. 43], поэтому его можно изменять за счет допускаемого отклонения скорости моста.

Выбираем третий вариант u = 5; nном = 950 об/мин.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала механизма:

об/мин;

где прм = 42 об/мин - частота вращения рабочей машины;

д = 3 % - допускаемое отклонение скорости тяговой цепи.

Подставив данные, находим:

передаточное число цепной передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L2У3 ( Рном = 1,5 кВт,

пном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 22,6,редуктора uзп=5, цепной передачи uц = 4,52.

Определяем силовые и кинематические параметры привода механизма:

а) Мощность Р, кВт:

Двигателя: Рдв = 1,5 кВт;

Передаваемая быстроходным валом редуктора:

кВт;

Передаваемая тихоходным валом редуктора:

Рабочей машины:

кВт.

б) Частота вращения п, об/мин:

Двигателя: пном = 950 об/мин;

Быстроходного вала: об/мин;

Тихоходного вала: об/мин;

Рабочей машины: об/мин.

в) Угловая скорость , 1/с:

Двигателя: 1/с;

Быстроходного вала: 1/с;

Тихоходного вала: 1/с;

Рабочей машины: 1/с.



г) Вращающий момент Т, Н•м:

Параметры графика нагрузки

В1= 1,8; в2 = 0,7;

Двигателя:

Н•м;

Быстроходного вала:

Н•м;

Тихоходного вала:

Н•м;

Рабочей машины:

Н•м.

Таблица 1.3. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ100L6У3 Рном = 1,5 кВт; пном = 950 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	редуктора	Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число и	5	4,52	Расчетная мощность Р, кВт	1,5	1,46	1,41	1,28
			Угловая скорость , 1/с	99,43	99,43	19,8	4,4
КПД	0,97	0,92	Частота вращения п, об/мин	950	950	190	42
			Вращающий момент Т, Н•м	15	27,2	11	44



2. Расчет зубчатых колес

Выбираем материал зубчатой передачи.

а) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем марку стали для шестерни - ст. 45, твердость 350 НВ1; для колеса - ст. 45, твердость 350 НВ2. Разность средних твердостей НВ1ср - НВ2ср = 26…29.

б) По табл. 3.2 [7, стр. 53] определяем механические характеристики стали 45: для шестерни твердость 269…302 НВ1, термообработка - улучшение,

Dпред = 80 мм; для колеса твердость 235…262 НВ2, термообработка - улучшение, Sпред = 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

для шестерни: НВ1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

для колеса: НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса .

а) Рассчитываем коэффициент долговечности КНL.

Наработка за весь срок службы:

для колеса:

, циклов;

где - угловая скорость, 1/с (см. табл. 2.3);

Lh - ресурс привода, ч (см табл. 1.1).

Подставив данные, находим:

циклов;

для шестерни: , циклов;

циклов.

Число циклов перемены напряжений NНО, соответствующее пределу

выносливости, находим по табл. 3.3 [7, стр. 55] интерполированием:

NНО1 = 25•106 циклов; NНО2 = 16,5•106 циклов.

Так как N1 >NНО1 (398•106>25•106) и N2 >NНО2 (79,4•106>16,5•106), то коэффициенты долговечности КНL1 = 1, КНL2 = 1.

б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое контактное напряжение , соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО:

для шестерни:

Н/мм2;

для колеса:

Н/мм2.

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни:

Н/мм2;

для колеса:

Н/мм2.



Так как НВ1ср - НВ2ср = 285,5 - 248,5 = 37 (НВ1ср - НВ2ср = 26…59), то косозубая передача рассчитывается по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть по Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса .

а) Рассчитываем коэффициент долговечности КFL.

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1=614,6•106 циклов,

для колеса N2=139,4•106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0= 4•106 для обоих колес.

Так как N1 > NF0 (614,6•106>4•106) и N2 > NF0 (139,4•106>4•106), то коэффициенты долговечности КFL1 = 1, КFL2 = 1.

б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NF0:

для шестерни: Н/мм2;

для колеса: Н/мм2.

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни: Н/мм2;

для колеса: Н/мм2.

Составляем табличный ответ к главе 3.



Таблица 2.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВ1ср
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	45	80	Улучшение	285,5	580,9	294,1
Колесо	45	80	Улучшение	248,5	514,3	256

Определяем межосевое расстояние аw, мм:

где Ка = 43 - вспомогательный коэффициент;

= 0,3 - коэффициент ширины венца колеса;

Т2 = 44 Н•м вращающий момент на тихоходном валу;

=514,3 Н/мм2 - допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом (см. табл. 3.1);

КНв = 1. коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

и = 5 передаточное число редуктора.

Подставив данные, находим: мм.

Полученное значение межосевого расстояния аw =59,79 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров аw = 63 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Определяем модуль зацепления т, мм:

,



где Кт = 5,8 - вспомогательный коэффициент;

мм - делительный диаметр колеса;

мм - ширина венца колеса;

=256 Н/мм2 - допустимое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом (см. табл. 3.1);

Подставив данные, находим:

мм.

Полученное значение модуля т = 0,86 мм, округляем в большую сторону до стандартного значения из ряда чисел т = 1 мм [7, стр. 62].

Определяем угол наклона зубьев вmin для косозубой передачи:

.

Принимаем угол наклона зубьев

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

где т = 1 мм - модуль зацепления; аw =92 мм - межосевое расстояние; вmin = 8о - угол наклона зубьев.

Подставив данные, находим:

зубьев.



Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

.

Определяем число зубьев шестерни:

зубьев.

Определяем число зубьев колеса:

зубьев.

Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение от заданного и:

;

.

Подставив данные, находим:

- условие выполняется.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

а) Диаметр делительный:

шестерни: мм;

колеса: мм;

б) Диаметр вершин зубьев:

шестерни: мм;

колеса: мм;

в) Диаметр впадин зубьев:

шестерни: мм;

колеса: мм;

г) Ширина венца:

колеса: мм;

шестерни: мм.

Значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа из ряда нормальных линейных размеров [7, табл. 13.15, стр. 326]: мм, мм.



3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен

С учетом наличия шпонки на конце вала примем = 23 мм (+ 2 мм).

Примем под подшипниками = 32 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен

С учетом размера муфты примем = 35мм.

Примем под подшипниками = 40 мм.

Примем под зубчатым колесом = 45 мм.



4. Конструктивные размеры шестерни, колеса

Шестерню выполним за одно целое валом

24 мм

26 мм

26 мм

Колесо кованое

103 мм

105 мм

23 мм

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Принимаем = 100 мм

Толщина обода

Принимаем = 3 мм

Толщина диска



5. Конструктивные размеры корпуса редуктора и крышки

Толщина стенок корпуса и крышки

Во всех случаях , не иначе

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Верхний пояс корпуса и пояс крышки

Верхний пояс корпуса

Примем p = 20 мм

Диаметр болтов фундаментальных

Примем М18

Болты, крепящие крышку корпуса у подшипников



Принимаем М15

Болты, соединяющие крышку с корпусом

Принимаем М12



6. Расчет цепной передачи

Определяем шаг цепи р, мм:

;

где Т1- вращающий момент на ведущей звездочке (равный Т2 на тихоходном валу редуктора) Н·м;

Кэ- коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:

где КД= 1 - коэффициент динамической нагрузки;

КС= 1,5 - смазка периодическая;

Ки= 1 - вертикальное положение передачи;

КРЕГ= 1,25 - нерегулируемая передача;

КР= 1 - работа в одну смену.

Подставив данные, находим:

z1 - число зубьев цепной передачи;

где u=4,52 - передаточное число цепной передачи:

Подставив данные, находим:

Принимаем z1= 21, ближайшее нечетное число.

Н/ммІ - допускаемое давление в шарнирах цепи;

v= 1 - число рядов цепи.

Подставив данные, находим:

Принимаем p= 19,05, ближайшее стандартное значение.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Подставив данные, находим:

Принимаем z2= 95, ближайшее нечетное число.

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Дu от заданного u:

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи:

где p - стандартный шаг цепи. Тогда

Определяем число звеньев цепи:



Принимаем lp=142

Уточняем межосевое расстояние ар в шагах:

Подставив данные, находим:

Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:

Определяем длину цепи l, мм:

Определяем диаметры звездочек, мм:

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки ведомой звездочки

где К=0,7 - коэффициент высоты зуба;

Кz= коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

ведущей звездочки



7. Компоновка редуктора

машинный приводной вал зубчатый

В проектируемом редукторе применим термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.

Определение геометрических параметров

Определяем размеры 1-ой ступени под элемент открытой передачи или полумуфту:

а) для быстроходного вала:

мм,

где Мк = Т - крутящий момент, равный вращающий моменту на валу, Н•м (см. табл. 2.3); - см. п. 7.2.

Подставим данные, находим: мм.

Полученное значение диаметра d1 =21,2 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d1 = 21 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

мм.

Полученное значение длины l1 =29,4 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 30 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Б) для тихоходного вала:



мм;

Полученное значение диаметра d1 =29,3 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d1 = 30 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

мм.

Полученное значение длины l1 =45 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 45 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Определяем размеры 2-ой ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

а) для быстроходного вала:

мм;

где t - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);

Подставим данные, находим:

мм. мм.

Полученное значение длины l2 =37,5 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 40 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Б) для тихоходного вала:

мм;



где t - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);

Подставим данные, находим:

мм.

мм.

Полученное значение длины l2 =43,75 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l2 = 44 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Определяем размеры 3-ей ступени под шестерню, колесо:

а) для быстроходного вала:

мм;

где r - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);

Подставим данные, находим:

мм.

Полученное значение диаметра d3 =31,4 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d3 = 32 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Б) для тихоходного вала:

мм;

где r - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 108]);

Подставим данные, находим:

мм.

Полученное значение диаметра d3 =43 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d3 = 43 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

Длину 3-ей ступени l3 определяем графически на эскизной компоновке (см. п.7.5.5, приложение).

Определяем размеры 4-ой ступени:

Для быстроходного и тихоходного валов d4 = d2 (см. п. 7.3.2); длина l4 равна ширине предварительно выбранных подшипников (см. п.7.4).

Предварительный выбор подшипников качения

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники (см. табл. К27, [7, стр. 432]).

Для быстроходного вала выбираем подшипник - 205,

для тихоходного - 208.

Выписываем из табл. К27, [7, стр. 432] основные параметры подшипников:

Основные параметры подшипника 205: d = 25 мм; D = 52 мм,

В = 15 мм, Сr = 14 кН, Сr0 = 6,95 кН.

Основные параметры подшипника 208: d = 40 мм; D = 80 мм,

В = 18 мм, Сr = 32 кН, Сr0 = 17,8 кН.



8. Расчетная схема валов редуктора

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор с углом наклона зуба в = 8,4554°. Угол зацепления принят б = 20°.

Определяем значение сил в зацеплении закрытой передачи, Н:

а) Окружная сила:

на колесе: , Н;

на шестерне: , Н.

Радиальная сила:

на колесе: , Н;

на шестерне: , Н.

в) Осевая сила:

на колесе: , Н;

на шестерне: , Н.

Определение консольных сил

В проектируемом приводе конструируется открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец быстроходного вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.

Определение направления консольных сил со стороны передач гибкой связью и муфты Fon, Fм

Определяем значение консольных сил, Н:

а)Муфта:

, Н.

б) Цепная передача:

, Н;

Таблица 8.1. Силовые и кинематические параметры в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

Параметр	Колесо	Шестерня
Ft, Н	854
Fr, Н	310
Fa, Н	43
Fм, Н	406,4
Ft оп, Н	422,5
Т, Н•м	44	27,2
, с-1	19,8+	99,43

Определение реакций в подшипниках, установленных на тихоходном валу.

Исходные данные: Ft1 = 854 Н; Fr1 = 310 Н; Fa1 = 44 Н; Fм =406,4 Н;

lм = 0,086 м; lБ = 0,095 м; d2 = 0,103 м

а) определяем опорные реакции в вертикальной плоскости, Н:

Подставив данные, находим:

Н.

Подставив данные, находим:

Н.

Проверка

:

;

.

б) определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости, Н:

Подставив данные, находим:



Н.

Подставив данные, находим:

Н.

Проверка :

;

.

в) определяем суммарные радиальные реакции, Н:

Н;

Н.

Определение реакций в подшипниках, установленных на быстроходном валу.

Исходные данные: F/t1 = 854 Н; F/r1 = 310 Н; F/a1 = 44 Н; Fоп = 422 Н;

lоп = 0,0475 м; lБ = 0,0953 м; d2 = 0,025 м;

а) определяем опорные реакции в вертикальной плоскости, Н:



Подставив данные, находим:

Н.

Подставив данные, находим:

Н.

Проверка

:

;

.

б) определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости, Н:

;

Подставив данные, находим:

Н.

в) определяем суммарные радиальные реакции, Н:

Н;

Н.

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, H, и базовая долговечность L10h, ч, определяются по формулам:

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н ; - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала (см. табл. 2.3); т -- показатель степени: т = 3 для шариковых подшипников; т = 3,33 для роликовых подшипников.

Проверяем пригодность подшипника 205 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего c умеренными толчками. Осевая сила в зацеплении Fа = 45 Н. Реакции в подшипниках R1=298 Н. R2 = 822 Н. Характеристика подшипника: Сr = 14000 Н, Сor =6950 Н, Х=0,56, V=1, Кб=1,2, Кт=1 (cм. табл. 9.1 и 9.4 [7, стр. 141, 145]). Требуемая долговечность подшипника Lh=30000 ч.

Подшипники установлены по схеме враспор.

а) Определяем отношение



,

где Ra = Fa.

б) Определяем отношение

,

По таблице 9.2 [7, стр. 143] интерполированием находим: е = 0,20,

Y= 2,0.

в) По отношению >е (0,026>0,0020) выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Н

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Н < Сr.

Подшипник 205 пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

ч > Lh.

Проверяем пригодность подшипника 208 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего c умеренными толчками. Осевая сила в зацеплении Fа = 44 Н. Реакции в подшипниках R1=1016 Н.

R2 = 667 Н. Характеристика подшипника: Сr = 32000 Н, Сor =17800 Н, Х=0,56, V=1, Кб=1,3, Кт=1 (cм. табл. 9.1 и 9.4 [7, стр. 141, 145]). Требуемая долговечность подшипника Lh=30000 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

а) Определяем отношение

,

где Ra = Fa.

б) Определяем отношение

,

По табл. 9.2 [7, стр. 143] интерполированием находим: е = 0,19,

Y= 2,3.

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Н,

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Н < Сr.

Подшипник 205 пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

ч > Lh.



9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки - призматические со скругленными торцами

Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок

СТСЭВ 189-75 (таблица 6.9)

СТ45 - нормализованная

Шпонки проверяют на смятие

Условие прочности на смятие:

где - сила, приходящаяся на шпонку

- площадь смятия

МТ - момент, передаваемый валом- диаметр вала;- длина шпонки, l = lст - 10;- ширина шпонки;- толщина шпонки;- глубина посадки шпонки.

Допускаемые напряжения на смятие:

=100ч120 МПа - стальная ступица;

=50ч70 МПа- чугунная ступица.

Ведущий вал= 28 мм по таблице 6.

, l = 45мм

шкив из чугуна

М = 58*103 Н*мм

Ведомый вал

Шпонка под зубчатым колесом К2 = 55 мм

по таблице 6.9

, l = 70мм

шкив из чугуна

М = 198,7*103 Н*мм

Шпонка под муфтой= 45 мм

по таблице 6.9

, l = 100

шкив из чугуна

М = 198,7*103 Н*мм

Муфта упругая втулочно-пальцевая (компенсирующая), из чугуна.



10. Выбор сорта масла

Для редуктора предусматривается картерная система смазки

Колесо погружено в масло на 20 мм. Это вдвое превышает минимально рекомендуемую норму /3, с. 42/, но зато допускает работу редуктора при возможном в эксплуатации снижении уровня масла на 10 мм. Интервал уровней должен быть учтен при конструировании жезлового маслоуказателя. Его установка предусмотрена на крышке редуктора примерно посередине продольного размера масляной ванны. Такое расположение маслоуказателя меньше влияет на его показания при монтаже редуктора с небольшим наклоном и облегчает доступ к маслоуказателю.

Для подшипников предусмотрена пластичная смазка (солидол). Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Для заливки масла и вентиляции редуктора на верхней части корпуса крышке предусмотрена пробка-отдушина /сапун/, а в нижней части корпуса - сливная пробка с конической резьбой, которая обеспечивает герметичность без прокладки. Для смазки подшипников в крышках установлены пресс-масленки.

Зазор между колесом и дном взят равный 15 мм. Такой зазор в случае излома зуба исключит заклинивание отломанного куска зуба между колесом и корпусом и последующее разрушение корпуса.

Для уплотнения зазоров между валами и проходными крышками подшипников предусмотрены уплотнители из войлока, впрессованные в крышки

Все крышки подшипников уплотняются относительно корпуса картонными прокладками, смазанными герметиком. Разъем корпуса также уплотняется герметиком.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости и контактны напряжений /или от предела прочности материала/ зубчатых колесах.

В проектируемом редукторе средняя окружная скорость для быстроходной и тихоходной передач не превышает 2 м/с, а контактное напряжение - 800 МПа. Для этих условий рекомендуется масло с вязкостью около 150 Ст при температуре 500С /3, с. 49/. В соответствии с рекомендациями выбирается масло индустриальное с присадками ИРП-150 по ТУ38-101451-78. Его вязкость 140…160 сСт при 500С.



11. Выбор посадок основных деталей

В случае соединения с натягом колеса и вала принимаем посадку для цилиндрических шевронных передач Н8/х8.

Посадка для муфты на конец тихоходного вала Н7/г6.

Посадка для муфты на конец быстроходного вала Н7/г6.

При соединении внутреннего кольца подшипников качения на валы отклонения вала кб.

При соединении наружного кольца подшипников качения в корпусе отклонение отверстия Н7.



Заключение

машинный приводной вал зубчатый

В результате выполнения курсового проекта был спроектирован «Привод цепного транспортера» со следующими параметрами:

- Мощность двигателя - 1,5 кВт при 950 об/мин;

- Общее передаточное отношение и = 22,6, в том числе иоп = 5 и изп = 4,52;

- Вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 = 44 Н•м;

- Межосевые расстояния: закрытой передачи аw = 63 мм; открытой -аw = 752,45 мм;

- Тип открытой передачи: цепная;

- Тип применяемых подшипников в редукторе 205 (быстроходный вал) и 208 (тихоходный вал);

- Расчетная масса цилиндрического одно ступенчатого редуктора т = 39,3 кг.

Графическая часть выполнена в полном объёме в количестве 5 листов.

В процессе выполнения курсового проекта получены знания, умения и навыки расчета и конструирования деталей и узлов машин общемашиностроительного назначения. А так же приобретен опыт работы со специализированной справочной и учебной литературой и нормативно конструкторской документацией.



Литература

1.Детали машин [Текст]: учеб. для вузов / под ред. О. А. Ряховского. - М.: Изд-во МГТУ, 2002. - 543 с.

2.Детали машин. Атлас конструкций [Текст]. В 2 ч. Ч. 2: Учеб. пособие [под общ. ред. Д. Н. Решетова]. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 296 с.

3.Детали машин и основы конструирования [Текст]: учеб. пособие для вузов / под ред. М. Н. Ерохина. - М.: Колос, 2005. - 461 с.

4.Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст]: учеб. пособие для вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Академия, 2004. - 495 с.

5.Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: учеб. пособие для ссузов / С. А. Чернявский, К. Н. Боков, И. Н. Чернин [и др.]. - Изд. 3-е, стер. - М.: Альянс, 2005. - 414 с.

6.Решетов, Д. Н. Детали машин [Текст]: [учеб. для вузов]. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

7.Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: учеб. пособие для техникумов / А. Е. Шейнблит. - М.: Высш. шк.,1991 . - 432 с.



Приложение А

Рисунок А.1 - Спецификации

Размещено на Allbest.ru

...