Проект привода ленточного конвейера на основе двухступенчатого редуктора с прямозубыми колёсами

Размещено на http://www.allbest.ru

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Уфимский государственный нефтяной технический университет»

Филиал УГНТУ в г. Салавате

Кафедра «Оборудование предприятий нефтехимии и нефтепереработки»

Пояснительная записка к курсовому проекту

ОПНН-21.05.06-03.06.06 ПЗ

по дисциплине “Детали машин и основы конструирования”

Проект привода ленточного конвейера на основе двухступенчатого редуктора с прямозубыми колёсами

Выполнил: студент гр. ГСз-18-21 Е.Г. Брусов

Проверил: канд. техн. наук, доцент Н.М. Захаров

Нормоконтроль: канд. техн. наук, доцент Н.М. Захаров

Салават 2021



Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Уфимский государственный нефтяной технический университет»

Филиал УГНТУ в г. Салавате

Кафедра «Оборудование предприятий нефтехимии и нефтепереработки» РЕЦЕНЗИЯ

на курсовой проект

студента_______________________гр. __________________

по дисциплине________________________________________________

Тема ________________________________________________________

Показатель	Баллы
	2	3	4	5
Полученные результаты
1 Соответствие содержания КП (КР) полученному заданию на курсовое проектирование
2 Соответствие объема курсового проекта (работы) установленным требованиям
3 Соответствие оформления ПЗ требованиям действующих нормативных документов
4 Соответствие оформления ГМ требованиям действующих нормативных документов
Инструкция. Поставьте в нужной клетке галочку или крестик. 5 - полностью соответствует; 4 - соответствует в большой степени; 3 - соответствует удовлетворительно; 2 - не соответствует
Проявленные компетенции
5 Степень владения знаниями, необходимыми для выполнения КП (КР)
6 Степень владения навыками, необходимыми для выполнения КП (КР)
7 Степень самостоятельности при выполнении курсового проекта (работы)
8 Умение сотрудничать с руководителем при решении задач КП (КР)
9 Проявление творческой инициативы, нестандартные подходы к решению проблем
10 Организованность и дисциплина при выполнении КП (КР)
Инструкция. 5 - высокая степень проявления; 4 - достаточно высокая степень проявления; 3 - удовлетворительная степень проявления; 2 - недостаточная степень проявления



На основании оценки работы студента в период курсового проектирования считаю возможным

ДОПУСТИТЬ его к защите курсового проекта (работы).

Руководитель: ________ (__________________________)

(подпись, дата) И.О.Фамилия

ПРОТОКОЛ № ________

защиты курсового проекта (курсовой работы)

Показатель	Баллы
	2	3	4	5
Проявленные компетенции
1 Степень владения знаниями, необходимыми для выполнения КП (КР)
2 Степень владения навыками, необходимыми для выполнения КП (КР)
3 Навыки публичного выступления
Инструкция. 5 - высокая степень проявления; 4 - достаточно высокая степень проявления; 3 - удовлетворительная степень проявления; 2 - недостаточная степень проявления

Результаты защиты

Дата	Защитил	Не защитил	Дата	Защитил	Не защитил

На основании оценки защиты студентом курсового проекта (курсовой работы) комиссия считает защиту СОСТОЯВШЕЙСЯ.

Общая оценка защиты студентом курсового проекта (курсовой работы) - ________ баллов.

Комиссия: _____________________ (___________________________)

____________________ (___________________________)

______________________ (___________________________)

(подпись, дата) И.О.Фамилия



Реферат

Пояснительная записка 66 л.; 10 рис.; 6 источников; 4 прил.

Привод, ленточный конвейер, двухступенчатый редуктор, прямозубые колеса, валы, подшипники, передачи

Объектом проектирования является ленточный конвейер на основе двухступенчатого редуктора с прямозубыми колёсами.

Целью проектирования является закрепление теоретических знаний, полученных в результате изучения дисциплины “Детали машин и основы конструирования”.

Расчёт выполнен по стандартным методикам. Выбор основных деталей и узлов произведён по соответствующей нормативной и справочной литературе.

Спроектированный редуктор может быть использован при комплектации привода ленточного конвейера.



Содержание

Реферат

Введение

1. Литературный обзор

1.1 Общие характеристики червячной передачи

1.2 Назначение и область применения

2. Кинематический расчёт привода

2.1 Исходные данные

2.2 Выбор электродвигателя

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчёт быстроходной внутренней прямозубой передачи

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений и допускаемое напряжение изгиба

3.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

4. Расчёт тихоходной червячной передачи

4.1 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

4.2 Проектный расчет закрытой червячной передачи

4.3 Проверочный расчёт

5. Расчёт цепной передачи

5.1 Проектный расчет

5.2 Проверочный расчет

6. Проектный расчёт валов

6.1 Выбор материала валов

6.2 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.2.1 Быстроходный вал редуктора

6.2.2 Промежуточный вал редуктора

6.2.3 Выходной вал редуктора

7. Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

7.1 Быстроходная цилиндрическая ступень

7.2 Тихоходная червячная ступень

8. Проверка шпоночных соединений

9. Определение нагрузок валов редуктора

9.1 Определение сил в зацеплении первой прямозубой передачи

9.2 Определение сил в зацеплении второй червячной передачи

9.3 Определение консольных сил

10. Подбор подшипников качения

10.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

10.2 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала

10.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала

11. Проверочный расчёт подшипников

11.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

11.2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала

11.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

12. Выбор способа смазки и смазочных материалов

12.1 Смазывание зубчатых зацеплений

12.2 Смазывание подшипников

13. Уточненный расчет валов

13.1 Расчет быстроходного вала

13.2 Расчет промежуточного вала

13.3 Расчет тихоходного вала

14. Расчет корпуса редуктора

15. Тепловой расчет червячной передачи

16. Порядок сборки редуктора

Заключение

Список используемых источников

Приложения

Введение

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка и сопряженного с ним червячного колеса. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

В данном случае для проектирования предложена схема червячного редуктора с верхним расположением червяка, основными деталями которого являются (рисунок 2.1): 1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - червячный редуктор; 4 - муфта; 5 - привод.

Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.



1. Литературный обзор [1]

1.1 Общие характеристики червячной передачи

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются. Эскиз червячной передачи представлен на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 Эскиз червячной передачи 1-червяк; 2-червячное колесо

Одним из видов червячных редукторов являются червячные редукторы с верхним расположением червяка рисунок 1.2.

Рисунок 1.2 Червячные редукторы с верхним расположением червяка а-общий вид редуктора с разъемным корпусом; б-общий вид редуктора с неразъемным корпусом



Червяк обычно изготавливают заодно с валом. Червяк изготавливается из легированных сталей 30ХГСФ, 40ХН, 20Х и другие. Поверхность витков термообрабатывается (цементация, закалка ТВЧ), а затем шлифуется и притирается. Червячное колесо при скорости скольжения меньше 10 м/с изготавливаются из безоловянистых бронз (БрОЦС-6-6-3, БрОЦС-4-4-17 и др.), а при скорости скольжения больше 10 м/с - из высокооловянистых бронз (БрОФ10-1, БрОФ6), стоимость которых возростает с увеличением содержания олова в сплаве.

Основными узлами и деталями редуктора являются червяк, червячное колесо, корпус, тихоходный вал, подшипники, устройство для смазки, маслоуказатель и другое. Детали редуктора соединяют с помощью разъемных и неразъемных соединений.

Выбор материала для изготовления червяка и червячных колес определяется в основном скоростью скольжения витков червяка и зубьев колес. В передачах средней и высокой мощности применяют эвольвентные червяки, работающие в паре с бронзовыми колесами .

При выборе материала вала учитываются его условия работы и напряженное состояние. Для средне- или тяжелонагруженных валов используют легированные стали 40Х и 40ХН2МА. Материалы валов чаще всего подвергаются улучшению (закалке с высоким отпуском), отдельные места - поверхностной закалке токами высокой частоты или цементации.

В червячных редукторах применяются в основном подшипники качения рисунок 1.3. Используются радиальные и радиально-упорные, шариковые и роликовые подшипники.



Рисунок 1.3 Подшипники качения а - шариковый подшипник; б - роликовый подшипник

Корпуса редукторов бывают литые и сварные. В основном используются литые корпуса.

Для отливок литых корпусов обычно применяются легкие сплавы, имеющие высокую удельную прочность: алюминиевые АЛ2, АЛ5, АЛ19, АЛ8 и магниевые МЛ5 и МЛ8. В общем машиностроении используются чугуны. Чаще всего корпус выполняется разъемным, состоящим из двух или трех частей, причем плоскости разъемов располагаются поперек осей валов. Для соединения частей корпуса и соединения корпуса с электродвигателем или изделием используют фланцы .

При верхнем расположении червяка, червяк находится вне масляной ванне, что затрудняет смазку и охлаждение. Основной способ смазки - это окунание червяка или колеса в масляную ванну картера редуктора. Уровень масла при верхнем расположении червяка назначают из условия полного погружения зуба червячного колеса. При верхнем расположении червяка - меньше вероятность попадания в зацепление металлических частиц - продуктов износа. Располагать червяк над колесом рекомендуют при больших скоростях, так как возрастают потери на размешивание масла. В редукторах с верхним расположением червяка при включении движение обычно начинается при недостаточной смазке (за время остановки при редких включениях масло успевает стечь с зубьев колеса).



1.2 Назначение и область применения

В связи со сравнительно невысоким КПД и высокой степенью нагрева червячных редукторов применение их для передачи больших мощностей нецелесообразно. Габариты их в этом случае весьма большие. Практически червячные передачи применяют для мощности до 50 кВт. В приводах установок, работающих непрерывно, применение червячных редукторов нерационально.

Червячные редукторы служат для снижения частоты вращения выходного вала и повышение крутящего момента. Применяются для передачи вращающего движения между валами, у которых угол скрещивания осей составляет 90°.

Главными достоинствами червячной передачи являются рациональность компоновки и минимальные габаритные размеры всего механизма для передачи движения между перекрещивающимися осями, возможность получения больших передаточных чисел (до 100, чаще всего 10…50), плавность зацепления, бесшумность и другие.

К недостаткам следует отнести низкий КПД (<0,92) из-за больших потерь на относительное скольжение под нагрузкой сопряженных профилей червяка и колеса, также высокий нагрев и износ, склонность к заеданию при больших скоростях.

Наибольшее применение червячные редукторы находят в подъемно транспортных машинах, в коробках передач станков, в механизмах рулевого управления транспортных средств, в механизмах периодического действия при относительно низких скоростях. В авиации червячные передачи небольших мощностей, а также при кратковременной работе или в слабонагруженных кинематических механизмах.



2. Кинематический расчет привода [1]

2.2 Исходные данные

Схема зубчато-червячного редуктора, соединённого с электродвигателем и с валом конвейера через цепную передачу представлена на рисунке 1.1.

Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода 1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - цилиндрическо-червячный редуктор; 4 - цепная передача; 5 - барабан;

Исходные данные:

- тяговое усилие ленты - F₁=1,6 кН;

- скорость ленты - v=0,4 м/c;

- диаметр барабана - D=300 мм;

- допускаемое отклонение скорости ленты - 5 %;

- срок службы привода - 6 лет;

- тип корпуса редуктора-литой.



2.2 Выбор электродвигателя

Определим мощность привода на приводном валу конвейера:

(2.1)

где _общ - общий кпд привода.

кпд муфты;

кпд цилиндрической зубчатой передачи;

кпд червячной передачи;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

кпд открытой цепной передачи.

Определяем общий кпд привода:

(2.2)

Определим необходимую мощность двигателя:

(2.3)

Частота вращения приводного вала:



(2.3)

Выбираем двигатель в соответствии с номинальной мощностью Р_ном = 1,1 кВт по ГОСТ 19523-74.

Двигатели, подходящие по номинальной мощности приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 Типы рассматриваемых двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	номинальная
1 2 3 4	4А71B2У3 4А80A4У3 4А80B6У3 4А90LB8У3	1,1 1,1 1,1 1,1	3000 1500 1000 750	2805 1395 920 715

Определяем передаточные числа редуктора u для каждого типа двигателя

(2.4)

Производим разбивку передаточного числа редуктора u, принимая для всех вариантов передаточное число первой закрытой цилиндрической передачи постоянным u_цп = 2,5 и передаточное число червячной передачи u_чп = 10. Получим следующие передаточные числа для цепной передачи привода.

(2.5)

;

;

;

.

Принимаем

Тогда фактическое передаточное число привода

Таким образом, выбираем двигатель 4А80А4У3 (Р_ном = 1,1 кВт, n_ном = 1395 об/мин); передаточное число привода u_ф = 55; илиндрической передачи u_зп =2,5; червячной передачи u_чп = 10; цепной передачи u_цп = 2,2.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Определим мощности на валах:

(2.6)



(2.7)

(2.8)

(2.9)

(2.10)

Определим частоты вращения валов:

(2.11)

(2.12)

(2.13)



(2.14)

(2.15)

Определим отклонение

; (2.16)

Определим угловые скорости на валах:

(2.17)



(2.18)

(2.19)

(2.20)

(2.21)

Определим вращающие моменты на валах:

(2.22)



(2.23)

(2.24)

(2.25)

(2.26)



3. Расчет быстроходной внутренней прямозубой передачи [1]

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи

Расчёты выбора твёрдости, термообработки и материала колёс тихоходной зубчатой передачи приведены в приложении А. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Принимаем для шестерни - 40Х и для колеса - Сталь 45. Выберем термообработку для зубьев шестерни и для зубьев колеса - улучшение. Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_1ср и колеса HB_2ср

Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса

При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 80 мм.



3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений и допускаемое напряжение изгиба

Определение допускаемых контактных напряжений и допускаемое

Напряжение изгиба приведены в приложении А. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO1 и N_HO2

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса принимаем

K_HL3 = K_HL4 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

3.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи приведён в приложении А. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Межосевое расстояние

Модуль зацепления

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число и его отклонение от заданного .

Фактический делительный диаметр шестерни d₁ = 36 мм и колеса d₂ = 90 мм.

Фактический диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

Фактический диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

Фактическая ширина венца шестерни b₁ = 19,6 мм и колеса b₂ = 17,6 мм.

3.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи приведён в приложении А. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Пригодность заготовок колёс выполняется 44 мм < 125 мм, 24 мм < 80 мм.

Условие прочности выполняется

Условия прочности по напряжениям изгиба выполняются



4. Расчёт тихоходной червячной передачи [2]

4.3 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

Расчёты выбора материаллов и расчет допускаемых напряжений тихоходной червячной передачи приведены в приложении Б. Полученные при расчётах

значения приведены ниже.

Скорость скольжения

В качестве материала для червяка выбираем cталь 40X, термообработка: улучшение + ТВЧ, твердость (45...50 HRC).

D_пред = 125 мм;

у_в = 900 ;

у_ф = 750 МПа;

у_-1 = 410 МПа.

Механические характеристики заготовки:

у_в = 285 МПа;

у_ф = 165 МПа.

Число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность

Коэффициент износа материала по скорости скольжения C_v = 1,05. Предел прочности у_в = 285 МПа.

Допускаемое контактное напряжение

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб по формуле

Допускаемое изгибное напряжение для реверсивной передачи

4.4 Проектный расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчёт закрытой червячной зубчатой передачи приведён в

приложении Б. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Межосевое расстояние

Число витков червяка z₃ = 4.

Число зубьев червячного колеса

Модуль зацепления

Коэффициент диаметра червяка

Коэффициент смещения инструмента х=0.

По условию неподрезаемости и незаострённости зубьев колеса значение х допускается до - 1? х ? 1. Получили х < + 1.

Условие выполняется.

Фактическое передаточное число u_ф и его отклонение от заданного

Фактическое передаточное значение межосевого расстояния а_w =100 мм.

Делительный диаметр

Начальный диаметр

Диаметр вершин витков

Диаметр впадин витков

Делительный угол подъёма линии витков

Длина нарезаемой части червяка b₃ = 60 мм.

б) определяем основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр

Диаметр вершин зубьев

Наибольший диаметр колеса

Диаметр впадин зубьев колеса

Ширина венца

Радиусы закругления зубьев R_a, R_f

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2д =86,437°.

4.3 Проверочный расчёт

Проверочный расчёт закрытой червячной зубчатой передачи приведён в приложении Б. Полученные при расчётах значения приведены ниже.

Фактическую скорость скольжения

Угол трения

КПД червячного передачи

Проверяем контактные напряжения зубьев колеса

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса у_F

Условие прочности выполняется.



5. Расчет цепной передачи [2]

5.3 Проектный расчет

Определим шаг цепи

(5.1)

где Т₄=118,83 Н·м - вращающий момент на ведущей звездочке;

- коэффициент эксплуатации;

- число зубьев ведущей звездочки.

(5.2)

(5.3)

Принимаем

где u - передаточное число цепной передачи

=34,81 - допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа,

- число рядов цепи.

Для однорядных цепей типа ПР .

Округляем полученное значение до ближайшего стандартного шага цепи

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(5.4)

Принимаем

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

(5.5)

(5.6)

Определяем оптимальное межосевое расстояние a, мм.

Из условия долговечности цепи , где p - стандартный шаг цепи. Тогда - межосевое расстояние в шагах.

(5.7)



Определяем число звеньев цепи

(5.8)

Принимаем величину l_p как целое четное число,

Уточняем межосевое расстояние в шагах

(5.9)

Определяем фактическое межосевое расстояние a, мм

(5.10)

Определяем длину цепи l, мм:

(5.11)



Определяем диаметры звездочек, мм.

Диаметр делительной окружности:

- ведущей звездочки

(5.12)

- ведомой звездочки

(5.13)

Диаметр окружности выступов:

- ведущей звездочки

(5.14)

- ведомой звездочки



(5.15)

.

где -коэффициент высоты зуба;

- коэффициент числа зубьев;

- ведущей звездочки;

- ведомой звездочки;

- геометрическая характеристика зацепления.

Диаметр окружности впадин:

- ведущей звездочки

(5.16)

- ведомой звездочки

(5.17)



5.4 Проверочный расчет

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки

(5.18)

где n₄ - частота вращения меньшей звездочки, об/мин;

- допускаемая частота вращения, которая определяется как

(5.19)

55,8 < 787,4.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек

(5.20)

где U - расчетное число ударов цепи, которое определяется как

Определяем фактическую скорость цепи v, м/с



(5.22)

.

Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_t , Н

(5.23)

где -мощность на ведущей звездочке, кВт;

Проверяем давление в шарнирах цепи

(5.24)

где А-площадь проекции опорной поверхности шарнира,

(5.25)

где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи,мм;

Числовые значения подставляем в формулу 5.24

Прочность цепи удовлетворяется соотношением



(5.26)

где S - расчетный коэффициент запаса прочности;

- допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей.

(5.27)

где F_p - разрушающая нагрузка цепи, Н;

F_t - окружная сила, передаваемая цепью, Н;

K₀ - коэффициент, учитывающий характер нагрузки;

F₀ - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н.

Допускаемый коэффициент запаса прочности [S] для роликовых (втулочных) цепей при [S]=7,3

(5.28)

где K_f =6 - коэффициент провисания для горизонтальных передач;

q - масса 1 м цепи, кг/м;

а - межосевое расстояние, м;

Скоростной коэффициент

(5.29)

где - фактическая скорость цепи, м/с;

.

Полученные числовые значения подставляем в формулу (5.27)

.

Определяем силу давления цепи на вал F_оп, Н

(5.30)

где =1,15 - коэффициент нагрузки вала;

.



6. Проектный расчет валов [2]

6.1 Выбор материала валов

Выбираем материалом для быстроходного и тихоходного валов Сталь 45.

Механические характеристики стали

Принимаем допускаемые напряжения на кручение:

6.2 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.2.1 Быстроходный вал редуктора

Определяем диаметр выходного конца вала

(6.1)

где - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;

Принимаем d₁=14 мм.

Определяем длину первой ступени вала

(6.2)



Принимаем

Определяем диаметр второй ступени под подшипник

(6.3)

где t - высота буртика, t = 2 мм;

Принимаем

Определяем длину второй ступени

(6.4)

Принимаем 30 мм.

Определяем диаметр третьей ступени вала под шестерню по формуле

(6.5)

где r = 1,6 мм - координаты фаски подшипника;

Принимаем 26 мм.

Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.

Под полученный диаметр предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 204 по ГОСТ 8338-75.

Определяем длину четвёртой ступени вала



(6.6)

где С = 3,0 мм - фаска;

В = 14 мм - ширина подшипника;

Принимаем 18 мм.

По результатам расчетов чертим эскиз быстроходного вала редуктора который показан на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 Эскиз быстроходного вала

6.2.2 Промежуточный вал редуктора

Определим диаметр ступени под подшипник по формулам (6.1), (6.3)

Принимаем 20 мм.

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7204А по ГОСТ 27365-87.

Определяем длину первой ступени вала

(6.7)



где С = 3,0 мм - фаска;

В = 15,25 мм - ширина подшипника;

Принимаем 20 мм.

Определяем диаметр второй ступени под подшипник

(6.8)

где t - высота буртика, t = 2 мм;

Принимаем d₂ = 24 мм.

Определим длину ступени

(6.9)

Принимаем 36 мм.

Диаметр ступени под колесо и шестерню определим по формуле (6.5), принимая r = 1,6 мм;

Принимаем d₃ = 30 мм.

Длина ступени определяется конструктивно.

Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник



По результатам расчетов чертим эскиз первого промежуточного вала редуктора который показан на рисунке 6.2.

Рис. 6.2 Промежуточный вал

6.2.3 Выходной вал редуктора

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле (6.1)

Принимаем d₁ = 34 мм.

Определяем длину первой ступени вала

(6.10)

Принимаем l₁ = 42 мм.

Диаметр второй ступени под уплотнение крышки по формуле (6.3)

Принимаем

Определяем длину второй ступени

(6.11)



Принимаем l₂ = 60 мм.

Определяем диаметр третьей ступени вала под колесо по формуле (6.5), принимая r = 2,5 мм

Принимаем 48 мм.

Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.

Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7208А по ГОСТ 27365-87.

Определяем длину четвёртой ступени вала

(6.12)

где С = 3,0 мм - фаска;

В = 19,75 мм - ширина подшипника;

Принимаем 24 мм.

По результатам расчетов чертим эскиз тихоходного вала редуктора, который показан на рисунке 6.3.



Рисунок 6.3 Эскиз тихоходного вала



7. Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора [3]

7.1 Быстроходная цилиндрическая ступень

Геометрические параметры колеса:

- диаметр ступицы

(7.1)

Принимаем

- длина ступицы

(7.2)

Принимаем

- толщина обода

(7.3)

мм.

Принимаем мм.

- толщина диска

(7.4)



Принимаем

7.2 Тихоходная червячная ступень

Геометрические параметры колеса:

- диаметр ступицы

, (7.5)

Принимаем

- длина ступицы

(7.6)

Принимаем

- толщина обода

; (7.7)

Принимаем мм.

; (7.8)



мм.

Принимаем

- толщина диска

мм; (7.9)

Принимаем



8. Проверка шпоночных соединений [3]

В редукторе используются шпоночные соединения ГОСТ 23360-78. Шпонки проверяют на прочность по следующему условию

(8.1)

где F_t - окружная сила на шестерне или колеса;

А_см - площадь смятия;

- допускаемое напряжение на смятие;

(8.2)

(8.3)

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами

- полная длина шпонки;

b - ширина шпонки.

Проверяем на смятие шпонку №1 на входном валу редуктора.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (8.1)

Условие прочности выполняется.

Проверяем на смятие шпонку №2 под цилиндрическим зубчатым колесом.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (8.1)

Условие прочности выполняется.

Проверяем на смятие шпонку №3 под червячным колесом.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (8.1)

Условие прочности выполняется.

Проверяем на смятие шпонку №4 на выходном валу редуктора.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (8.1)

Условие прочности выполняется.



9. Определение нагрузок валов редуктора [3]

9.1 Определение сил в зацеплении первой прямозубой передачи

Определяем окружную силу

(9.1)

Определяем радиальную силу

(9.2)

где - угол зацепления;

Определяем осевую нагрузку

(9.3)



9.2 Определение сил в зацеплении второй червячной передачи

Определяем окружную силу

(9.4)

(9.5)

Определяем радиальную силу

(9.6)

где - угол зацепления;

Определяем осевую нагрузку

(9.7)

(9.8)



9.3 Определение консольных сил

Консольная нагрузка, вызванная муфтой на быстроходном валу

(9.9)

Консольная нагрузка, на тихоходном валу от цепной передачи

(9.11)

10. Подбор подшипников качения

10.4 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

Расчёты опорных реакций в опорах подшипников быстроходного вала

приведены в приложении В, результаты расчётов приведены ниже.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные радиальные реакции

Суммарный изгибающий момент

10.5 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала

Расчёты опорных реакций в опорах подшипников промежуточного вала приведены в приложении В, результаты расчётов приведены ниже.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные радиальные реакции

Суммарный изгибающий момент

10.6 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала

Расчёты опорных реакций в опорах подшипников тихоходного вала

приведены в приложении В, результаты расчётов приведены ниже.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные радиальные реакции

Суммарный изгибающий момент



11. Проверочный расчет подшипников [4]

11.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

Расчет подшипников быстроходного вала приведен в приложении Г,

полученные данные приведены ниже.

Коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,19; y = 2,3.

Осевые составляющие радиальной нагрузки

Осевые нагрузки подшипников

Отношения

Эквивалентные динамические нагрузки

Динамическая грузоподъемность

Базовая долговечность

Подшипник пригоден.

11.2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала

Расчет подшипников промежуточного вала приведен в приложении Г,

полученные данные приведены ниже.

Коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,36; y = 1,67.

Осевые составляющие радиальной нагрузки

Осевые нагрузки подшипников

Отношения

Эквивалентные динамические нагрузки

Динамическая грузоподъемность

Базовая долговечность

Подшипник пригоден.

11.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

Расчет подшипников тихоходного вала приведен в приложении Г

полученные данные приведены ниже.

Коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,38; y = 1,56.

Осевые составляющие радиальной нагрузки

Осевые нагрузки подшипников

Отношения

Эквивалентные динамические нагрузки

Динамическая грузоподъемность

Базовая долговечность

Подшипник пригоден.



12. Выбор способа смазки и смазочного материала [4]

12.1 Смазывание зубчатых зацеплений

Смазывание передач редуктора осуществляется методом непрерывного

смазывания жидким маслом, картерным непроточным методом.

Выбираем сорт масла И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87, рекомендуемый для

цилиндрической передачи.

Объем масляной ванны принимаем в расчете 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, то есть по формуле

(12.1)

Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем.

12.2 Смазывание подшипников

Подшипники смазываются консистентной пластичной смазкой - солидол жировой ГОСТ 1033-79. Смазочный материал набивают в подшипники вручную.



13. Уточненный расчет валов [5]

Проверочный расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов.

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных

сечениях вала сравнить их с допускаемыми.

(13.1)

13.1 Расчет быстроходного вала

Определяем нормальные напряжения в опасном сечении на основе эпюр изгибающих моментов приложение В:

(13.2)

где М - суммарный изгибающий момент. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении.

W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала;

(13.3)

Определяем касательные напряжения в опасном сечении:



(13.4)

где М_к - крутящий момент;

- полярный момент инерции сечения вала.

(13.5)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

(13.6)

(13.7)

где = 1,9 и = 1,6 - эффективные коэффициенты напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

= 1,05 - коэффициент влияния шероховатости;

= 1,6 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

(13.8)

(13.9)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

(13.10)

(13.11)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении



(13.12)

Вал удовлетворяет условию прочности.

13.2 Расчет промежуточного вала

Определяем нормальные напряжения в опасном сечении на основе эпюр изгибающих моментов приложение В:

(13.13)

где М - суммарный изгибающий момент

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении;

- осевой момент сопротивления сечения вала;

(13.14)

Определяем касательные напряжения в опасном сечении:



(13.15)

где М_к - крутящий момент;

- полярный момент инерции сечения вала;

(13.16)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

(13.17)

(13.18)

где = 1,9 и = 1,6 - эффективные коэффициенты напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

= 1,05 - коэффициент влияния шероховатости;

= 1,6 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

(13.19)

(13.20)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

(13.21)

(13.22)



Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

(13.23)

Вал удовлетворяет условию прочности.

13.3 Расчет тихоходного вала

Определяем нормальные напряжения в опасном сечении на основе эпюр изгибающих моментов приложение В:

(13.24)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

- осевой момент сопротивления сечения вала;

(13.25)

Определяем касательные напряжения в опасном сечении:



(13.26)

где М_к - крутящий момент;

- полярный момент инерции сечения вала;

(13.27)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных

напряжений для расчетного сечения вала:

(13.28)

(13.29)

где = 1,9 и = 1,6 - эффективные коэффициенты напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

= 1,05 - коэффициент влияния шероховатости;

= 1,6 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

(13.30)

(13.31)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

(13.32)

(13.33)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении



(13.34)

Вал удовлетворяет условию прочности.



14. Расчет корпуса редуктора [4]

Корпус и крышку редуктора изготовил литьём из серого чугуна СЧ15

Определяем толщину стенки корпуса

(14.1)

Принимаем 8 мм.

Определяем толщину стенки крышки корпуса редуктора

; (14.2)

Принимаем 7 мм.

Определяем толщину верхнего пояса корпуса редуктора

(14.3)

Принимаем 12 мм.

Определяем толщину пояса крышки редуктора

(14.4)

Принимаем 12 мм.

Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора



(14.5)

Принимаем 20 мм.

Определяем диаметр фундаментных болтов

(14.7)

Принимаем 16 мм.

Определяем ширину нижнего пояса корпуса редуктора

(14.8)

Принимаем 34 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

(14.9)

Принимаем 9 мм.

Определяем ширину пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

(14.10)



Принимаем 28 мм.

Ширину пояса назначают на 2...8 мм меньше К, принимаем = 24 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

(14.11)

Принимаем 12 мм.

Определяем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к

редуктору

(14.12)

Принимаем = 10 мм для быстроходного и тихоходного валов.

Определяем диаметр отжимных болтов, который принимаем ориентировочно из диапазона (8…16) мм, большие значения для тяжёлых редукторов.

Определяем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

(14.13)

Принимаем 8 мм.

Определяем диаметр резьбы пробки



(14.14)

Принимаем16 мм.



15. Тепловой расчёт червячной передачи

Цель теплового расчёта - проверка температуры масла t_М в редукторе,

которая не должна превышать допускаемой [t]_М = 80…95 ⁰С.

Температуру масла t_М в корпусе червячной передачи при непрерывной

работе без искусственного охлаждения определяем по формуле:

, (15.1)

где Р₂ - мощность на быстроходном валу второй передачи, Вт;

з - коэффициент полезного действия;

К_t = 17 Вт/м²·град - коэффициент теплопередачи;

А=0,24 м² - площадь теплопередающей поверхности корпуса редуктора, м²;

Условие t_м ? [t]_м выполняется. Нет необходимости оребрения на корпусе для охлаждения редуктора.



16. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой тщательно очищают внутреннюю полость корпуса и покрывают его маслостойкой краской. Проверяется пригодность узлов и деталей редуктора. Сборку производят в соответствии с монтажным чертежом.

Корпус редуктора литой, с горизонтальными разъемами, состоит из двух частей - основание, промежуточная секция, крышка.

На быстроходный вал редуктора насаживаются подшипники. Подшипники закрепляются в корпусе при помощи уплотнительных прокладок, и герметизируются врезными крышками.

На промежуточный вал напрессовывается до упора в бурт зубчатое колесо. Соединение колеса с валом производится при помощи шпонки. Далее насаживаются распорное кольцо и пара конических роликовых подшипников.

На тихоходный вал напрессовывается зубчатое колесо. Соединение с валом при помощи шпонки. Надевается распорное кольцо и устанавливаются подшипники.

Для предотвращения попадания консистентной смазки в редуктор используются маслозащитные шайбы со ступицей. Для герметизации используются торцевые и врезные крышки. В подшипники набивается консистентная смазка солидол. После установки валов, корпус закрывается крышкой . Затем части корпуса редуктора фиксируются штифтами и соединяются при помощи болтов (винтов).

Устанавливается жезловый маслоуказатель, пробка сливного отверстия. Через смотровое окно редуктора заливается необходимое количество масла. Смотровое отверстие закрывается крышкой.

Редуктор устанавливается на раме и подсоединяется к валу электродвигателя, установленного на этой же раме, и к приводу посредством цепной передачи.

Проводится проверка работоспособности.



Заключение

В курсовом проекте рассчитан и спроектирован привод, на основе двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора.

На основании кинематического расчета выбран электродвигатель 4А80А4У3 с номинальной мощностью Р_ном = 1,1 кВт и номинальной частотой вращения n = 1395 об/мин, определено передаточное число привода u_ф = 55.

При расчете зубчатых передач определен главный параметр - межосевое расстояние, подобран материал и произведен проверочный расчет.

При проведении проектного расчета подшипников вычислили динамическую грузоподъемность подшипников и их базовую долговечность. При сравнении этих параметров с базовой грузоподъемностью и требуемой долговечностью определена пригодность подшипников.

Произведен проектный и проверочный расчет открытой цепной передачи.

При проектировании был выбран картерный способ смазки редуктора смазочным маслом марки И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87.

Определен порядок сборки редуктора.

червячный передача привод вал



Список использованных источников

1 Поникаров, И.И. Машины и аппараты химических производств и нефтегазопереработки: учебник. - М.: Альфа-М, 2006. - 608 с.

2 Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 2001. - 447 с.

2 Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.:

Машиностроение, 1988. - 416 с.

4 Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград. Янтарный сказ 2003. - 454 с.

5 Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3 - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2004. - 864 с.: ил.

6 Захаров, Н. М., Газиев, Р. Р. Детали машин. Учебно-методическое пособие. Уфа 2010.-28 с.

Размещено на Allbest.ru

...