Проектирование приводу до ленточному конвейеру

Тип работы:
Реферат
Предмет:
Остальные рефераты


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Міністерство загального користування та професійного образования

Російської Федерации

Томський політехнічний университет

Кафедра теоретической

і прикладної механики

ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ До ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ

Пояснювальна записка до курсовому проекту

Виконав: ст-т гр. 2Б01

Герасимов А.

Преподаватель:

Снєгірьов Д. П.

2004

Завдання проектирование

Спроектувати привід до ленточному конвеєра. Окружне зусилля на барабані Fб; окружна швидкість барабана Vб; діаметр барабана Dб; термін їхньої служби приводу h.

Вихідні данные

Fб=4 кН;

Vб=60 м/мин;

Dб=0,3 м; h=8 лет.

Розрахунок і конструирование

[pic][pic]

[pic]

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор зубцюватий циліндричний двоступінчастий горизонтальный;

4 — муфта;

5 — барабан.

I — вал электродвигателя;

II — швидкохідний вал;

III — проміжний вал;

IV — тихохідний вал;

V — вал конвейера.

(Z1 — Z2) — швидкохідна пара;

(Z3 — Z4) — тихоходная пара.

1 Вибір стандартного электродвигателя

Вибір стандартного електродвигуна проводять за трьом признакам:

1) необхідної мощности;

2) типу;

3) частоті вращения.

1.1 Визначення необхідної потужності электродвигателя

При виборі потужності електродвигуна необхідно дотримуватися таке неравенство:

[pic] (1. 1) де N — паспортна потужність электродвигателя;

Nтр. ЭД — необхідна потужність электродвигателя.

[pic] (1. 2) де Nраб. зв. — потужність робочому звене;

?ін — коефіцієнт корисної дії (ККД) привода.

У нашому випадку Nраб. зв. = Nv.

Визначимо потужність робочому ланці по выражению:

[pic] Вт (1. 3) де F — зусилля натягу стрічки конвеєра, Н;

[pic] - лінійна швидкість переміщення стрічки конвеєра, м/с.

[pic] Вт.

Визначимо ККД привода:

[pic] (1. 4) де [pic] - ККД муфти, яка зв’язує I і II валы;

[pic] - ККД редуктора;

[pic] - ККД муфти, яка зв’язує IV і V валы;

[pic] - ККД опор звёздочки.

ККД редуктора розраховуємо за такою формуле:

[pic] (1. 5) де [pic] - ККД пари підшипників качения;

[pic] - ККД звичайною зубчастою передачи.

Визначимо ККД редуктора:

[pic].

Визначимо ККД приводу, приймаючи ККД муфт [pic] і [pic], рівними 1:

[pic].

Знаючи потужність робочому ланці і ККД приводу, визначимо необхідну потужність электродвигателя:

[pic] Вт.

З висловлювання 1.1 приймаємо найближче стандартне значення потужності электродвигателя:

N = 5,5 кН.

1.2 Вибір типу электродвигателя

З огляду на умови роботи конвеєра (великі пускові навантаження, запиленість робочої середовища), серед типів асинхронних електродвигунів трёхфазного струму вибираємо двигун типу АОП2 — електродвигун закритий обдуваемый з підвищеним пусковим моментом. Виконання закрите, на лапах, без фланца.

1.3 Вибір частоти обертання валу электродвигателя

Вибір частоти обертання валу електродвигуна виробляють із урахуванням середніх значень передатних відносин окремих передач. Визначимо передатне ставлення приводу по роздільною способности:

[pic][pic] (1. 6) де [pic], [pic] - передавальні відносини зубчастих передач.

З рекомендацій [1,7] принимаем:

[pic]=[pic]=3…6.

У нашому случае:

[pic].

Тогда

[pic] [pic] (1. 7) де [pic] - частота обертання робочого ланки, об. /хв. Вона равна:

[pic]=[pic] (1. 8) де [pic]- окружна швидкість барабана, м/с;

[pic] - ділильний барабана, мм.

[pic]=[pic] об/мин.

Знаючи частоту обертання робочого ланки і передатне ставлення редуктора по роздільної здатності, визначимо можливі частоти обертання валу ЭД:

[pic] об/мин.

Приймаємо частоту обертання валу двигуна за відомого потужності і типі двигуна, рівної 965 об/мин.

|Габаритные розміри, мм |Настановні розміри, мм | |51−6 |5,5 |965 |1,8 |

2 Кінематичний расчёт

2.1 Визначення загального передатного відносини приведення й розбивка його сходами За відомими частотах обертання електродвигуна і валу робочого ланки визначимо передатне ставлення редуктора: [pic]. За наявними рекомендаціям у літературі розбиваємо передатне ставлення по східцях. Для зубчастого циліндричного двухступенчатого редуктора:

[pic]. (2. 1) Знайдемо передатне ставлення перша (швидкохідної) щаблі: [pic] Знайдемо передатне ставлення для другого ступеня: [pic]

2.2 Визначення частот обертання на валах двигателя

[pic] об. /хв; [pic] об. /хв; [pic] об. /хв; [pic] об. /хв; [pic] об/мин.

3 Визначення крутящих моментів на валах привода

Крутящий момент на валу I розраховуємо за такою формуле:

[pic] (3. 1) де [pic] - кутова швидкість валу двигуна, 1/с. Перехід від частоти обертання валу для її кутовий швидкості здійснюється за нижчеподаній формулі, якщо частота має розмірність об. /хв, а кутова швидкість — 1/c:

[pic] (3. 2) У нашому випадку кутова швидкість валу двигуна дорівнює: [pic]1/c. Визначимо крутний момент на валу I: [pic] [pic]. При визначенні крутящего моменту на валу II треба враховувати втрати потужності на муфті і парі підшипників качения другою валу. Отже, рассчитыавть крутний момент на валу II слід за формуле:

[pic] (3. 3) де [pic] - ККД пари підшипників качения другою валу. [pic] [pic]. Крутний момент на валу III розраховуємо по нижчеподаній формуле:

[pic] (3. 4) де [pic] - ККД звичайною зубчастою передачі першої ступени;

[pic] - ККД пари підшипників качения третьому валу. [pic] [pic].

[pic] (3. 5) де [pic] - ККД звичайною зубчастою передачі другий ступени;

[pic] - ККД пари підшипників качения на четвертому валу. [pic] [pic].

[pic] (3. 6) де [pic] - ККД опор п’ятого валу. [pic] [pic]. 4 Розрахунок циліндричних косозубых передач редуктора

4.1 Розрахунок швидкохідної ступени

4.1.1 Визначення межосевого відстані для швидкохідної ступени

Межосевое відстань визначається за такою формулою, див. [1,стр. ]:

[pic], (4. 1) де [pic] - коефіцієнт навантаження; при несиметричному розташуванні коліс щодо опор коефіцієнт навантаження заключён в інтервалі 1,1[pic]1,3;

[pic] - коефіцієнт ширини вінців по межосевому відстані; для косозубых передач приймаємо [pic] рівним 0,25, див. [1, стор. 27].

4.1.2 Вибір материалов

Выбираем матеріали зі середніми механічними характеристиками: відповідно до [1, стр. 28] приймаємо для шестерні сталь 45 поліпшену з твёрдостью НВ 260; для колеса — сталь 45 поліпшену з твёрдостью НВ 280.

4.1.3 Визначення що допускаються контактних напряжений

Допускаемые контактні напруги визначаються при проектному розрахунку по формулі [1, стр. 27]:

[pic] (4. 2) де [pic] - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Значення [pic] визначаються залежність від твердості поверхонь зубів і способу термохимической обробки. Відповідно до [1, стр. 27] за середньої твердості поверхонь зубів після поліпшення менше НВ350 межа контактної витривалості розраховується за формуле:

[pic]; (4. 3)

[pic] - коефіцієнт довговічності; якщо число циклів навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають [pic]=1. У інших, коли еквівалентну число циклів зміни напруг [pic] менше базового [pic], відповідно до [1, стр. 28] обчислюють [pic] по формуле:

[pic]. (4. 4) Базове число циклів [pic] визначають залежно від твердості стали: по [1, стр. 27] при твердості стали НВ 200−500 значення [pic] зростає по лінійному закону від 107 до [pic]. Тобто. для НВ = 260 [pic] =[pic], а НВ = 280 [pic]=[pic];

[pic] - коефіцієнт безпеки; відповідно до [1, стр. 29] для коліс з поліпшеною стали приймають [pic]=[pic]. У цьому роботі пропоную використовувати середньоарифметичне [pic]=1,15.

4.1.4 Визначення еквівалентного числа циклів зміни напряжений

Эквивалентное число циклів зміни напруг будемо розраховувати по формуле:

[pic], (4. 5) де [pic] - частота обертання валу, мин-1; t — загальне календарне час приводу з урахуванням коефіцієнта завантаження приводу на добу Kсут = 0,5 і рік Kгод = 0,7, і навіть терміну служби приводу h = 8 років; [pic] часов;

T — момент, створюваний на валу. Що стосується нашому графіку навантаження: Т1 = Т при t1 = [pic]; Т2 = [pic] при t2 = 0,7t. Визначимо за такою формулою 4.4 еквівалентні числа циклів зміни напруг для валів II, III, IV:

[pic] =[pic]; [pic] =[pic]; [pic] =[pic]. Оскільки переважають у всіх трьох випадках число циклів навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймаємо [pic]=1.

4.1.5 Визначення що допускаються напруг для шестерни

Определяем допущені напруги для шестерні Z1 за словами 4. 2: [pic] Н/мм2.

4.1.6 Визначення що допускаються напруг для колеса

Определяем допущені напруги для колеса Z2 за словами 4. 2: [pic] Н/мм2.

4.1.7 Визначення расчётного допускаемого контактного напруги для косозубых колёс

Согласно [1, стор. 29] для непрямозубых коліс расчётное допускаемое контактне напруга визначають по формуле:

[pic], (4. 6) де [pic] і [pic] - допущені контактні напруги відповідно для шестерні Z1 і колеса Z2. Знайдемо расчётное допускаемое контактне напруга, після цього потрібно перевірити выполняемость умови [pic][pic]1,23[pic], див [1, стор. 29]: [pic] Н/мм2; [pic]так як 507,26 Н/мм2 < [pic] Н/мм2, то перевірочне умова выполняется.

4.1.8 Розрахунок межосевого відстані для швидкохідної ступени

По вираженню 4.1 розрахуємо межосевое відстань, приймаючи [pic]: [pic]= =[pic] мм. Округляем до стандартного значення по СП РЕВ 229−75 [pic] = 125 мм, див. [1, стор. 30].

4.1.9 Визначення модуля

Согласно [1, стор. 30] модуль слід вибирати в інтервалі [pic]: [pic][pic]=[pic] мм; по СП РЕВ 310−76, див. [1, стор. 30], приймаємо [pic]1,5.

4.1. 10 Визначення числа зубів шестерні Z1 і колеса Z2

Определим сумарна кількість зубів шестерні і колеса за такою формулою, запропонованої в [1, стор. 30]:

[pic], (4. 7) де [pic] - кут нахилу лінії зуба; для косозубых передач [pic] беруть у інтервалі [pic], див. [1, стор. 30]. Приймаємо попередньо [pic]=100 і розраховуємо число зубів шестерні і колеса: [pic]; приймаємо [pic]=164. Визначаємо число зубів шестерні за такою формулою [1, стор. 30]:

[pic]; (4. 8) [pic] Приймаємо [pic]=33. Розрахуємо [pic]: [pic] За отриманими значенням оределяем передатне ставлення: [pic]; розбіжність з раніше прийнятим на повинен перевищувати 2,5%. Обчислимо похибка: [pic], що менше 2,5%. Визначимо уточнённое значення кута нахилу зуба: [pic] звідси [pic] = 10,260. Після всіх округлений перевіримо значення межосевого відстані за такою формулі, див. [1, стор. 31]:

[pic]; (4. 9) [pic] мм.

4.1. 11 Визначення основних розмірів шестерні і колеса

Диаметры ділильні розраховуються за такими выражениям, див. [1, стор. 38]:

[pic]; (4. 10)

[pic]. (4. 11) [pic] мм; [pic] мм. Перевірка: [pic] мм. Обчислимо діаметри вершин зубьев:

[pic]; (4. 12)

[pic]; (4. 13) [pic] мм; [pic] мм. Діаметри западин зубьев:

[pic]; (4. 14)

[pic]; (4. 15) [pic] мм; [pic] мм. Ширина колеса:

[pic]; (4. 16) [pic] мм. Ширина шестерни:

[pic]мм; (4. 17) [pic]мм=[pic] мм: приймаємо [pic]=35 мм. 4.1. 12 Визначення коефіцієнта ширини шестерні по диаметру

[pic]; (4. 18) [pic].

4.1. 13 Визначення окружної швидкості коліс і рівня точности

[pic]; (4. 19) [pic] м/c. Відповідно до [1, стор. 27] для косозубых коліс при [pic]до 10 м/с призначають 8-му ступінь точності по ГОСТ 1643–72.

4.1. 14 Визначення коефіцієнта навантаження для перевірки контактних напряжений

Коэффициент КН, враховує динамічну навантаження і нерівномірність розподілу навантаження між зубами і з ширині віденця, визначається наступним вираженням, див. [1, стор. 26]:

[pic], (4. 20) де [pic] - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубьями;

[pic] - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині венца;

[pic] - динамічний коефіцієнт. По [1, стор. 32] находим:

[pic] = 1,07; [pic] = 1, 06; [pic] = 1,0. [pic]

4.1. 15 Перевірка контактних напряжений

Условие для перевірочного розрахунку косозубых передач, див. [1, стор. 26]:

[pic]; (4. 21) [pic] Н/мм2 < [pic] = 499 Н/мм2.

4.1. 16 Розрахунок зубів на витривалість при изгибе

Проверка зубів швидкохідної щаблі на витривалість по напругам вигину проходить за наступному вираженню, див. [1, стор. 38]:

[pic], (4. 22) де Ft — окружна сила, діюча в зацеплении;

[pic], (4. 23) [pic]Н;

KF — коефіцієнт нагрузки;

[pic], (4. 24) [pic]пользуясь таблицями 3.7 і 3.8 з [1, стор. 35−36], знаходимо [pic]= 1,14 і [pic]= 1,1; [pic]. Коефіцієнт міцності зуба по місцевим напругам [pic] вибираємо в залежність від еквівалентних чисел зубів: для шестерні [pic]; [pic]; для колеса [pic]; [pic]. Допускаемое напруга обчислюємо за такою формулою, див. [1, стор. 36]:

[pic]. (4. 25) По таблиці 3.9 з [1, стор. 37] для стали 45 поліпшеною межа витривалості при отнулевом циклі вигину [pic][pic] = 1,8 НВ; для шестерні [pic] Н/мм2; для колеса [pic] Н/мм2. Коефіцієнт запасу міцності [pic]. По таблиці 3.9 [pic]=1,75; [pic]=1. Допущені напруження і відносини [pic]: для шестерні [pic] Н/мм2; [pic] Н/мм2; для колеса [pic] Н/мм2; [pic] Н/мм2. Знайдене ставлення менше для шестерні, отже, подальшу перевірку ми проводити для зубів шестерні. Визначимо коефіцієнт, враховує підвищення міцності косих зубів по порівнянню з прямими, див. [1, стор. 39]:

[pic], (4. 26) де [pic] - кут нахилу лінії зуба; [pic]. [pic] = 0,75. Перевіряємо зуб колеса за такою формулою 4. 22: [pic] Н/мм2, що менше [pic] Н/мм2.

4.2 Розрахунок тихоходной ступени

4.2.1 Визначення межосевого відстані для тихоходной ступени

Межосевое відстань тихоходной щаблі визначаємо за тією ж формулі 4. 1, що у швидкохідної, приймаючи [pic] = 1,14, [pic] = 0,4, [pic] Н/мм2: [pic]= =[pic] мм. Округляем до найближчого значення по СП РЕВ 229−75 [pic] = 160 мм, див. [1, стор. 30].

4.2.2 Вибір материалов

Для тихоходной щаблі вибираємо аналогічні матеріали, що у быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС поліпшену з твердістю НВ 250 для шестерні з твёрдостью НВ 220 для колеса.

4.2.3 Визначення расчётного допускаемого контактного напруги для тихоходной ступени

Значения расчётных що допускаються напруг для тихоходной і бястроходной щаблів збігаються, т. е.: [pic] Н/мм2;

4.2.4 Визначення модуля

Согласно [1, стор. 30], модуль слід вибирати в інтервалі [pic]: [pic][pic]=[pic] мм; по СП РЕВ 310−76, див. [1, стор. 30], приймаємо [pic]2,5.

4.2.5 Визначення числа зубів шестерні Z3 і колеса Z4

Определим сумарна кількість зубів шестерні і колеса за такою формулою, запропонованої в [1, стор. 30]:

[pic], (4. 22) Приймаємо попередньо [pic]=100 і розраховуємо число зубів шестерні і колеса: [pic]; приймаємо [pic]=126. Визначаємо число зубів шестерні за такою формулою [1, стор. 30]:

[pic]; (4. 23) [pic] Приймаємо [pic]=27. Розрахуємо [pic]: [pic] Із одержаних значенням оределяем передатне ставлення: [pic]; розбіжність з раніше прийнятим на повинен перевищувати 2,5%. Обчислимо похибка: [pic], що менше 2,5%. Визначимо уточнённое значення кута нахилу зуба: [pic] звідси [pic] = 10,260. Після всіх округлений перевіримо значення межосевого відстані за такою формулі, див. [1, стор. 31]:

[pic]; (4. 24) [pic] мм.

4.2.6 Визначення основних розмірів шестерні і колеса

Диаметры ділильні розраховуються за такими выражениям, див. [1, стор. 38]:

[pic]; (4. 25)

[pic]. (4. 26) [pic] мм; [pic] мм. Перевірка: [pic] мм. Обчислимо діаметри вершин зубьев:

[pic]; (4. 27)

[pic]; (4. 28) [pic] мм; [pic] мм. Діаметри западин зубьев:

[pic]; (4. 29)

[pic]; (4. 30) [pic] мм; [pic] мм. Ширина колеса:

[pic]; (4. 31) [pic] мм. Ширина шестерни:

[pic]мм; (4. 32) [pic]мм=[pic] мм: приймаємо [pic]=68 мм.

4.2.7 Визначення коефіцієнта ширини шестерні по диаметру

[pic]; (4. 33) [pic].

4.2.8 Визначення окружної швидкості коліс і рівня точности

[pic]; (4. 34) [pic] м/c. Відповідно до [1, стор. 27] для косозубых коліс при [pic]до 10 м/с призначають 8-му ступінь точності по ГОСТ 1643–72.

4.2.9 Визначення коефіцієнта навантаження для перевірки контактних напряжений

По [1, стор. 32] находим:

[pic] = 1,06; [pic] = 1, 06; [pic] = 1,0.

Використовуючи вираз 4. 20, обчислюємо коефіцієнт навантаження: [pic]

4.2. 10 Перевірка контактних напряжений

Для перевірочного розрахунку косозубой передачі тихоходной щаблі скористаємося тієї ж формулою, що у швидкохідної: [pic] Н/мм2 < [pic] = 507,2 Н/мм2.

4.2. 11 Розрахунок зубів на витривалість при изгибе

Проверка зубів тихоходной щаблі на витривалість по напругам вигину проходить за вираженню 4. 22 з урахуванням те, що окружна сила, діюча в зацеплении, равна

[pic], (4. 35) [pic]Н; Визначимо коефіцієнт навантаження [pic]: користуючись таблицями 3.7 і 3.8 з [1, стор. 35−36], знаходимо [pic]= 1,115 і [pic]= 1,1; [pic]. Коефіцієнт міцності зуба по місцевим напругам [pic] вибираємо в залежність від еквівалентних чисел зубів: для шестерні [pic]; [pic]; для колеса [pic]; [pic]. Допускаемое напруга обчислюємо за такою формулою 4. 25:

[pic]. По таблиці 3.9 з [1, стор. 37] для стали 45 поліпшеною межа витривалості при отнулевом циклі вигину [pic][pic] = 1,8 НВ; для шестерні [pic] Н/мм2; для колеса [pic] Н/мм2. Коефіцієнт запасу міцності [pic]. По таблиці 3.9 [pic]=1,75; [pic]=1. Допущені напруження і відносини [pic]: для шестерні [pic] Н/мм2; [pic] Н/мм2; для колеса [pic] Н/мм2; [pic] Н/мм2. Знайдене ставлення менше для колеса, отже, подальшу перевірку ми проводити для зубів колеса. Визначимо коефіцієнт, враховує підвищення міцності косих зубів по порівнянню з прямими, використовуючи вираз 4. 26: [pic]. [pic] = 0,75. Перевіряємо зуб колеса за такою формулою 4. 22: [pic] Н/мм2, що менше [pic] Н/мм2.

5 Попередній розрахунок і конструювання валов

Условие міцності валов:

[pic], (5. 1) де [pic] - дозволене напруга [pic]=15… 30 Мпа (Н/мм2).

[pic], (5. 2)

[pic], (5. 3) де d — діаметр валу, мм;

Т — крутний момент на валу, [pic].

5.1 Розрахунок і проектування другого валу привода

[pic], (5. 4) де dII — діаметр вихідного ділянки валу, який сполучається з валом двигуна; [pic] мм. Отримане чисельна значення ми округлили до найближчого більшого цілого числа, оканивающегося, за умовою, на 0; 2; 5; 8. Задля більшої передачі крутящего моменту з валу I на вал II стандартної муфтою, необхідно выполнсить условие:

[pic]мм, (5. 5) де [pic] - можливі діаметри валу редуктора, сумірних із діаметром валу двигателя;

[pic] - діаметр валу обраного електродвигуна; [pic]мм. З огляду на, що міцність валу необхідно забезпечити ([pic]), приймаємо dII = 30 мм. Обчислимо діаметр валу під подшипником:

[pic] мм, (5. 6) [pic] мм. Отриману величину слід округлити до більшого значення, який спливає на 0 чи 5.

[pic] мм, (5. 7) де [pic] - діаметр буртика; [pic] мм. Приймаємо [pic] мм.

5.2 Розрахунок і проектування третього вала

Диаметр вихідного ділянки валу знаходимо за такою формулою 5. 3: [pic] мм; Приймаємо dIII = 34 мм;

[pic], (5. 8) тому приймаємо [pic] = 35 мм.

[pic] мм, (5. 9) де [pic] - діаметр валу під колесом. [pic] мм, приймаємо [pic] = 38 мм.

[pic] мм; (5. 10) [pic] мм, приймаємо [pic] = 42 мм.

5.3 Розрахунок і проектування четвертого валу привода

Диаметр вихідного ділянки валу знаходимо за такою формулою 5. 3: [pic] мм; враховуючи, що [pic], приймаємо [pic] = 55 мм. [pic] мм, приймаємо [pic] мм. [pic] мм, приймаємо [pic] мм. [pic], приймаємо [pic] мм.

6 Вибір методу мастила елементів редуктора та призначення мастильних материалов

Смазывание зецеплений і підшипників застосовується у з метою захисту від корозії, зниження коефіцієнта тертя, зменшення зносу деталей, відводу тепла і продуктів зносу від тертьових поверхонь, зниження шуму й вібрацій. Для циліндричних косозубых редукторів прийнята картерная змащування (безупинне змащення рідким олією); змащування зубчастого зачеплення виробляється окунанием зубчастих коліс в олію. Сорт олії призначаємо за таблицею 8.8 [1, стр. 164] залежно від значення расчётного контактного напруження і фактичної окружної швидкості коліс: при [pic] Н/мм2 і [pic][pic] м/с, рекомендована в’язкість олії за таблицею 8.8 з [1, стор. 164] дорівнює 118 сСт. По таблиці 8. 10 [1, стор. 165] приймаємо индустрриальное олію І - 100А по ГОСТ 20 799–75. У двухступенчатых горизонтальних редукторах швидкохідне колесо занурюють на глибину, рівну [pic] мм; тихоходное колесо занурюють на глибину на глибину щонайменше [pic] мм.

Контроль рівня олії проводиться за допомогою жезлового маслоуказателя. Для зливу олії за його заміні передбачено зливальне отвір, закрываемое корком з циліндричною резьбой.

Для вибору мастила підшипників служить критерій [pic] мм[pic]об/мин застосовується пластична змащування [1,стр. 131], которую закладають в підшипникові камери при складанні. По [1,стр. 131] приймаємо універсальну средне-плавкую мастило марки УС-1 по ГОСТ 1033–73.

7 Конструктивні розміри шестерні і колеса

7.1 Швидкохідна ступень

Шестерня [pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм;

[pic]=35 мм. Колесо [pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм.

Определяем діаметр і довжину маточини колеса:

[pic] ()

[pic]мм, приймаємо [pic] мм.

[pic]мм, принимаем[pic] мм. Товщина обода: [pic] мм, приймаємо [pic] мм. Товщина диска: [pic] мм.

7.2 Тихоходная ступень

Шестерня [pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм;

[pic]=68 мм.

Колесо [pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм;

[pic] мм. Визначаємо діаметр і довжину маточини колеса:

[pic]мм, приймаємо [pic] мм.

[pic]мм, принимаем[pic] мм. Товщина обода: [pic] мм, приймаємо [pic] мм. Товщина диска: [pic] мм. 8 Конструктивні розміри корпусу редуктора

Толщина стінок: корпусу [pic] мм; кришки [pic].

Приймаємо [pic] мм. Товщина фланців (пасків) корпуси та крышки:

[pic] мм. Товщина нижнього пояса корпусу за наявності бобышек:

[pic] мм;

[pic] мм, приймаємо [pic] мм. Діаметри болтів: фундаментних [pic] мм, приймаємо болти різьблені М20; у підшипників [pic] мм, приймаємо болти різьблені М16; що з'єднують корпус з кришкою [pic] мм, приймаємо болти різьблені М12.

9 Упорядкування расчётной схеми привода

[pic]

Рис. 9. 1

Определим сили, які у зацеплении (рис. 9. 1):

быстроходной щаблі 1) окружна [pic] Н;

2) радіальна [pic] Н;

3) осьова [pic] Н;

тихоходной щаблі 1) окружна [pic] Н;

2) радіальна [pic] Н;

3) осьова [pic] Н;

9.1 Вал ЕF (IV)

[pic]

Рис. 9. 2

Окружна сила

[pic] радіальна сила колеса (?=20°):

[pic] осьова сила (?=10,26°):

[pic] Розрахунок опорних реакцій, які у вертикальної площині Складемо рівняння щодо точки Е:

[pic] [pic]

[pic]

[pic]

Проверка:

[pic][pic] Розрахунок опорних реакцій, які у горизонтальній площині Складемо рівняння щодо точки F:

[pic]

[pic] Проверка:

[pic]

9.2 Вал СD (III)

Окружная сила

[pic] радіальна сила колеса (?=20°):

[pic] осьова сила (?=10,26°):

[pic]

Расчет опорних реакцій, які у вертикальної площині Складемо рівняння щодо точки D:

[pic] [pic]

Рис. 9. 3

[pic]

Расчет опорних реакцій, які у горизонтальній площині Складемо рівняння щодо точки З: [pic]

9.3 Вал AB (II) [pic]

Рис. 9. 4

Окружна сила

[pic] радіальна сила колеса (?=20°):

[pic] осьова сила (?=10°26'):

[pic] Розрахунок опорних реакцій, які у вертикальної площині Складемо рівняння щодо точки A:

[pic]

Расчет опорних реакцій, які у горизонтальній плоскости

Складемо рівняння щодо точки B:

[pic] 10 Розрахунок довговічності подшипников

Розрахункову довговічність Lh в годиннику визначають по динамічної вантажопідйомності З повагою та величині еквівалентній навантаження Рэк.

[pic] де Lh — розрахунковий термін їхньої служби підшипника, год; n — частота обертання внутрішнього кільця; З — динамічна вантажопідйомність; Pэкв — еквівалентна нагрузка,

[pic] де Х — коефіцієнт радіальної навантаження; V — коефіцієнт враховує обертання кілець: під час обертання внутрішнього кільця V = 1; Fr — радіальна навантаження, М; Y — коефіцієнт осьової навантаження, М; Fa — осьова навантаження, М; Кt — температурний коефіцієнт, який приймає відповідно до рекомендаціями [5, стор 118] Кt = 1; K? — коефіцієнт безпеки; приймаємо K? = 1,3.

Вал IV:

[pic]

[pic] По знайденим співвідношенням, відповідно до [5, 119] визначаємо коефіцієнти: е = 0,22; Х = 0,56; Y = 1,99.

Тоді осьові складові реакции:

[pic] Сумарна осьова нагрузка:

[pic] Еквівалентна нагрузка:

[pic] Тоді довговічність підшипників на валу IV:

[pic] Вал III:

[pic] По знайденим співвідношенням, відповідно до [5, 119] визначаємо коефіцієнти: е = 0,29; Х = 0,45; Y = 1,84. Тоді осьові складові реакции:

[pic] Сумарна осьова нагрузка:

[pic] Еквівалентна нагрузка:

[pic] Довговічність підшипників на валу III:

[pic] Вал II: Опертя У (радіальний підшипник серії 207):

[pic] Опертя, А (радіальний підшипник серії 207): е = 0,319; Х = 0,4; Y = 1,881. Осьова составляющая:

[pic] Сумарна осьова нагрузка:

[pic] Еквівалентна навантаження: [pic] Довговічність підшипників опори, А валу II:

[pic] Відповідно до отриманими даними і рекомендації [5, стор 117] можна дійти невтішного висновку, що отримане результати довговічності підшипників відповідають довговічності циліндричного редуктора.

10 Перевірка міцності шпоночных соединений

Шпонки призматичні зі округленими торцями. Розміри перетинів шпонок і пазів і довжини шпонок — по ГОСТ 23 360– — 78, див. табл. 8.9 [2, стор. 169]. Матеріал шпонок — сталь 45 унормоване. Напруга смятия і умова міцності знаходимо за такою формулою [2, стор. 170]:

[pic], (10. 1) де Tраб — рухаючись робочий поводить момент на валу, [pic];

[pic], де [pic].

Для обраного нами двигуна ставлення величин пускового і номінального вращающих моментів k=1,8.

d — діаметр валу на місці установки шпонки, мм; b, h — розміри перерізу шпонки, мм; t1 — глибина паза валу, мм;

[pic] - допускаемое напруга смятия. Допускаемо напруга смятия при сталевої маточині [pic]МПа, при чавунної [pic]МПа.

Ведущий вал: [pic] мм; [pic]; t1 = 5,0 мм; довжина шпонки l = 56 мм (при довжині маточини полумуфты МУВП 64 мм); момент на провідному валу [pic] [pic];

[pic] МПа < [pic] (матеріал полумуфт МУВП — чавун марки СЧ 20).

Промежуточный вал: [pic] мм; [pic]; t1 = 5,0 мм; довжина шпонки під колесом l = 33 мм; момент на проміжному валу [pic] [pic]; [pic] МПа < [pic].

Ведомый вал: перевіряємо шпонку під колесом: [pic] мм; [pic]; t1 = 5,5 мм; довжина шпонки l = 53 мм; момент на проміжному валу [pic] [pic]; [pic] МПа < [pic].

Проверим шпонку під полумуфтой на вихідному ділянці валу: [pic] мм; [pic]; t1 = 5,0 мм; довжина шпонки l = 80 мм; момент на проміжному валу [pic] [pic]; [pic]МПа > [pic], враховуючи, що полумуфты МУВП — чавун марки СЧ 20. Щоб запобігти смятия шпонки на вихідному ділянці валу встановимо другу шпонку з точки 1800. Тоді [pic]МПа < [pic].

12 Уточнённый розрахунок проміжного вала

Уточнённые розрахунок валів у визначенні коефіцієнтів запасу міцності p. s для небезпечних перетинів і порівнянні його з необхідними (допускаемыми) значеннями [p. s]. Міцність дотримана при p. s? [s].

Будемо виробляти розрахунок для може бути небезпечних перетинів проміжного валу. Розрахунок інших валів виробляється аналогично.

Матеріал проміжного валу — сталь 45 унормоване. По табл. 3.3 [2, стор. 34] знаходимо механічні властивості нормализованной стали 45, враховуючи, що діаметр заготівлі (валу) у разі менше 90 мм: [pic]МПа.

Приймемо, що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклу, а касательные від крутіння — по отнулевому (пульсирующему).

Межа витривалості за симетричного циклі изгиба

[pic] МПа.

Межа витривалості за симетричного циклі дотичних напряжений

[pic] МПа.

[pic]

Рис. 12. 1

Перетин А-А. Діаметр валу у тому сечении 32 мм. Концентрація напруг обумовлена наявністю шпоночной канавки (див. Рис. 12. 1). По таблиці 8.5 [2, стор. 165] знаходимо значення ефективних коефіцієнтів концентрації нормальних напруг [pic] і напруг крутіння [pic]: [pic] і [pic]. Масштабні чинники, див. табл. 8.8 [2, стор. 166]: [pic]и [pic]; коефіцієнти [pic] і [pic] [2, стор. 163, 166].

Крутний момент на валу [pic] [pic].

Крутний той час у горизонтальній плоскости

[pic][pic];

изгибающий той час у вертикальної плоскости

[pic][pic]; сумарний изнибающий той час у сечении А-А

[pic][pic].

Момент опору кручению (d=32; b=10 мм; t1=5 мм)

[pic] мм.

Момент опору изгибу

[pic] мм.

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напряжений

[pic] Мпа.

Амплітуда нормальних напруг изгиба

[pic] МПа; середнє напруга вигину [pic] МПа.

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напряжениям

[pic].

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напряжениям

[pic].

Результуючий коэфициент запасу міцності для перерізу А-А

[pic].

Задля більшої міцності коефіцієнт запасу може бути незгірш від [s]=1,5−1,7. З огляду на вимоги жёсткости, рекомендують [s]=2,5−3,0. Отримане значення s=4,02 достаточно.

Перетин В-В. Концентрація напруг обумовлена переходом від ш 32 мм до ш 37 мм: при [pic] і [pic] за таблицею 8.2 [2, стор. 163] коефіцієнти концентрацій напруг [pic] і [pic]. Масштабні чинники [pic]и [pic]; коефіцієнти [pic] і [pic].

Крутний той час у горизонтальній плоскости

[pic][pic];

изгибающий той час у вертикальної плоскости

[pic][pic]; сумарний изгибающий той час у сечении А-А

[pic][pic].

Осьової момент опору сечения

[pic] мм3.

Амплітуда нормальних напряжений

[pic] МПа; [pic] МПа.

Полярний момент сопротивления

[pic] мм3.

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напряжений

[pic] МПа.

Коефіцієнти запасу прочности

[pic];

[pic]

Результуючий коэфициент запасу міцності для перерізу В-В

[pic].

Оскільки s> [s]=2,5, то міцність валу в сечении В-В забезпечена. 13 Призначення посадок деталей редуктора

Призначення посадок виробляється розробки конструкції. Посадки свідчить про кресленні загального виду, та був на робочих кресленнях деталей проставляють граничні отклонения.

Це виконується однією з трьох способов:

1. умовним обозначением

2. числовими значеннями відхилень, мм.

3. умовним позначками що з числовими, узятими в скобки.

Перший спосіб застосовують, якщо номінальний розмір увімкнули в ГОСТ 6636–69 і відхилення прийнято у системі отвори СП РЕВ 145. 75

За інших випадках виправдано застосування другого чи третього способов.

Призначення посадок проводимо відповідно до даними таблиці 10. 13 [2, стр. 263].

Визначимо посадки для проміжного вала.

Зубчасті колеса на вал напрессовываются з посадкою Н7/r6 по ГОСТ 25 347- 82, які забезпечують гарантований натяг.

Посадка з натягом

Шейки валів під підшипниками виконані з відхиленням валу k6. Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця підшипників по Н7.

Перехідні посадки

Отклонение під розпірні чопи H8/h8.

Посадка з зазором

14 Складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу старанно очищаємо і покриваємо маслостойкой краской.

Складання виробляємо відповідно до кресленням загального виду редуктора, починаючи з вузлів валів: на провідний вал напрессовывают шарикопідшипники, попередньо нагріті у маслі до 80 — 100єС; у проміжний вал закладаємо шпонку 12 Ч 8 Ч 75 і напрессовывают зубцювате колесо і щестерню до упора в розпірні кільця, потім встановлюємо шарикопідшипники, нагріті у маслі; в ведений вал закладаємо шпонку 14 Ч 9 Ч 35, напрессовываем колесо тихоходной щаблі до упора в бурта валу, встановлюємо распорную втулку і шарикопідшипники, нагріті в масле.

Зібрані вали укладаємо у фундамент корпусу редуктора, і надіваємо кришку корпусу, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центровки встановлюємо кришку на корпус з допомогою двох конічних штифтов 12 Ч 36 ГОСТ 3129– — 70; затягуємо болти, крепящие кришку до корпусу.

Після цього, у підшипникові камери закладаємо пластичну мастило; ставимо кришки підшипників з комплектом металевих прокладок. Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладаємо манжетные ущільнення. Перевіряємо проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників і закріплюємо кришки винтами.

Потім ввёртываем пробку маслоспускного отвори з прокладенням та жезловый маслоуказатель. Заливаємо до корпусу олію і закриваємо оглядове отвір кришкою з прокладанням; закріплюємо кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатуємо і піддаємо випробуванню на стенді по програмі, яка встановлюється технічними умовами. Заключение

За даними завдання на курсової проект спроектований привід до скребковому конвеєра, являє собою електродвигун, двоступінчастий циліндричний косозубый редуктор і зварену раму.

У процесі проектування підібрали електродвигун, зроблений розрахунок редуктора.

Розрахунок редуктора включає у собі кінематичні розрахунки тихоходной і швидкохідної щаблів, визначення сил, діючих на ланки вузлів, розрахунки конструкцій на міцність, процес складання окремих узлов.

1. З. А. Чернавський, Р. М. Ицкович, До. М. Боков та інших. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів — М.: Машиностроение, 1979. — 351с.

2. З. А. Чернавський, До. М. Боков, І. М. Чернин, Т. М. Ицкович, У. П. Козинцов. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для учнів машинобудівних спеціальностей технікумів. — 2-ге вид., перераб. і доп. — М.: Машиностроение, 1979. — 351с.

3. Шейнблит А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальне посібник. Изд-і 2-ге, перераб. і дополн. — Калінінград: Янтар. оповідь, 1999. — 454с.

4. Цехнович Л. И., Петриченко І.П. Атлас конструкцій редукторів: Навчальний посібник. — 2-ге вид., перераб. і дополн. — До: Выща. шк., 1990. — 151с.: ил.

5. Анурьев У. І. Довідник конструктора — машинобудівника: У 3-х т.

Т.1 — 6-те вид., перераб. і доп. — М.: Машиностроение, 1982. — 736с.

6. Дунаев П. Ф., Лєліков О. П. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник для технічних спеціальностей вузів. — 6-те вид., ісп. — М.: Высш. шк., 2000. — 447с.

1 Вибір стандартного электродвигателя

1.1 Визначення необхідної потужності электродвигателя

1.2 Вибір типу электродвигателя

1.3 Вибір частоти обертання валу электродвигателя

2 Кінематичний расчёт

2.1 Визначення загального передатного відносини приведення й розбивка його за ступеням

2.2 Визначення частот обертання на валах двигателя

3 Визначення крутящих моментів на валах привода

4 Розрахунок циліндричних косозубых передач редуктора

4.1 Розрахунок швидкохідної ступени

4.1.1 Визначення межосевого відстані для швидкохідної ступени

4.1.2 Вибір материалов

4.1.3 Визначення що допускаються контактних напряжений

4.1.4 Визначення еквівалентного числа циклів зміни напряжений

4.1.5 Визначення що допускаються напруг для шестерни

4.1.6 Визначення що допускаються напруг для колеса

4.1.7 Визначення расчётного допускаемого контактного напруги для косозубых колёс

4.1.8 Розрахунок межосевого відстані для швидкохідної ступени

4.1.9 Визначення модуля

4.1. 10 Визначення числа зубів шестерні Z1 і колеса Z2

4.1. 11 Визначення основних розмірів шестерні і колеса

4.1. 12 Визначення коефіцієнта ширини шестерні по диаметру

4.1. 13 Визначення окружної швидкості коліс і рівня точности

4.1. 14 Визначення коефіцієнта навантаження для перевірки контактних напряжений

4.1. 15 Перевірка контактних напряжений

4.1. 16 Розрахунок зубів на витривалість при изгибе

4.2 Розрахунок тихоходной ступени

4.2.1 Визначення межосевого відстані для тихоходной ступени

4.2.2 Вибір материалов

4.2.3 Визначення расчётного допускаемого контактного напруги для тихоходной ступени

4.2.4 Визначення модуля

4.2.5 Визначення числа зубів шестерні Z3 і колеса Z4

4.2.6 Визначення основних розмірів шестерні і колеса

4.2.7 Визначення коефіцієнта ширини шестерні по диаметру

4.2.8 Визначення окружної швидкості коліс і рівня точности

4.2.9 Визначення коефіцієнта навантаження для перевірки контактних напряжений

4.2. 10 Перевірка контактних напряжений

4.2. 11 Розрахунок зубів на витривалість при изгибе

5 Попередній розрахунок і конструювання валов

5.1 Розрахунок і проектування другого валу привода

5.2 Розрахунок і проектування третього вала

5.3 Розрахунок і проектування четвертого валу привода

6 Вибір методу мастила елементів редуктора та призначення мастильних материалов

7 Конструктивні розміри шестерні і колеса

7.1 Швидкохідна ступень

7.2 Тихоходная ступень

8 Конструктивні розміри корпусу редуктора

9 Упорядкування расчётной схеми привода

10 Перевірка довговічності підшипників проміжного вала

11 Перевірка міцності шпоночных соединений

12 Уточнённый розрахунок проміжного вала

13 Призначення посадок деталей редуктора

14 Складання редуктора

Заключение

[pic] -----------------------

t

tп= 0. 003t

0. 3t

0. 7t

Т

ТП=1,8Т

0,5Т

Т

+?

+50

r6

NMIN

NMAX

+34

+25

Н7

0

dMIN

Ш 32

DMIN

dMAX

-?

DMAX

+?

+21

SMAX

+15

k6

NMAX

Н7

+2

0

Ш30

dMIN

DMIN

-?

dMAX

DMAX

Ш 62

0

Н8

+46

DMAX

DMIN

SMAX

+?

-46

h8

dMAX

dMIN

-?

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой