Проект привода ленточного конвейера
Краткое описание работы привода, преимущества и недостатки используемых в нем передач и соединительных муфт. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты. Обоснование выбора подшипников, расчет элементов корпуса и крышек подшипниковых узлов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 16.05.2019 |
| Размер файла | 908,2 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Проект привода ленточного конвейера
Введение
подшипник муфта привод электродвигатель
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается, экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т. д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.). В данном проекте разрабатывается двухступенчатый зубчатый цилиндрический соосный редуктор.
Зубчатые передачи являются основным видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном редукторе используются роликовые и шариковые подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в цилиндрических зубчатых передачах.
1. Краткое описание работы привода. Преимущества и недостатки передач и соединительных муфт, используемых в приводе
Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).
Рисунок 1.1. Кинематическая схема привода
Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя 1, передающего крутящий момент на входной вал редуктора 3 через клиноременную передачу 2. Редуктор 3 - зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный. На ведомом валу редуктора установлена соединительная муфта 4, передающая крутящий момент на приводной вал. На приводном валу установлен ведущий барабан конвейера 5.
Исходные данные для проектирования:
- тяговое усилие Ft=3,2 кН,
- скорость ленты v=0,9 м/с;
- диаметр барабана D=350 мм.
Механической передачей называют устройство для передачи механического движения от двигателя к исполнительным органам машины. Может осуществляться с изменением значения и направления скорости движения, с преобразованием вида движения. Необходимость применения таких устройств обусловлена нецелесообразностью, а иногда и невозможностью непосредственного соединения рабочего органа машины с валом двигателя. Механизмы вращательного движения позволяют осуществить непрерывное и равномерное движение с наименьшими потерями энергии на преодоление трения и наименьшими инерционными нагрузками.
Механические передачи вращательного движения делятся:
- по способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные, ременные) и зацеплением (цепные, зубчатые, червячные);
- по соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);
- по взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными, пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.
Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, или колесо и рейка с зубьями, образующими с неподвижным звеном (корпусом) вращательную или поступательную пару.
Зубчатая передача состоит из двух колес, посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней, с большим числом зубьев - колесом.
Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса - 2.
Основными преимуществами зубчатых передач являются:
- постоянство передаточного числа (отсутствие проскальзывания);
- компактность по сравнению с фрикционными и ременными передачами;
- высокий КПД (до 0,97…0,98 в одной ступени);
- большая долговечность и надежность в работе (например, для редукторов общего применения установлен ресурс ~ 30 000 ч);
- возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 м/с), мощностей (до десятков тысяч кВт).
Недостатки:
- шум при высоких скоростях;
- невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа;
- необходимость высокой точности изготовления и монтажа;
- незащищенность от перегрузок;
- наличие вибраций, которые возникают в результате неточного изготовления и неточной сборки передач.
2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
Рисунок 2.1. Кинематическая схема привода
Мощность на приводном валу и частота вращения приводного вала (рисунок 2.1):
(2.1)
Общий КПД привода [1, c. 20]:
, (2.2)
где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,
- КПД пары подшипников качения,
- КПД муфты,
- КПД ременной передачи.
Требуемая мощность электродвигателя:
(2.3)
где Р - мощность на приводном валу;
- общий КПД привода,
Ориентировочное передаточное число:
(2.4)
где U1ор - ориентировочное передаточное число ременной передачи;
U2ор и U3ор - ориентировочное передаточное число закрытой цилиндрической передачи;
Частота вращения вала двигателя
(2.5)
Выбираем электродвигатель из условия. Принимаем электродвигатель 4А100L4У3 (мощность Рэд=4,0 кВт, частота вращения ротора nэд=1430 мин-1) [1, табл. 2.3].
Фактическое передаточное число
(2.6)
Принимаем передаточное число редуктора .
Тогда передаточное число ременной передачи
(2.7)
Частоты вращения валов:
Угловые скорости на валах
Мощности на валах привода:
Крутящие моменты на валах привода
Таблица 2.1. Результаты кинематического расчета
|
Номер вала |
Р, кВт |
n, мин-1 |
Т, Нм |
щ, с-1 |
|
|
1 |
3,35 |
1430 |
22,4 |
149,7 |
|
|
2 |
3,15 |
725,9 |
41,5 |
75,9 |
|
|
3 |
3,06 |
177 |
165,4 |
18,5 |
|
|
4 |
2,97 |
49,1 |
582,4 |
5,1 |
|
|
5 |
2,88 |
49,1 |
564,7 |
5,1 |
3. Проектный и проверочный расчеты открытой передачи. Расчет геометрических параметров шкивов
3.1 Расчет клиноременной передачи
Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.
Промышленностью серийно выпускаются клиноременные приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к клиноременным ремням.
Рисунок 3.1. Схема ременной передачи
Определяем диаметр ведущего шкива
В зависимости от крутящего момента на ведущем шкиве выбираем по таблице 7.4 тип ремня, а также диаметр ведущего шкива и принимаем:
Тип сечения ремня - А;
Диаметр ведущего (малого) шкива D1 =90 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива
(3.40)
где - коэффициент скольжения ремня
Принимаем
Определяем фактическое передаточное число
(3.41)
.
Согласно требованиям расчета должно выполняться условие:
? условие выполняется.
Определяем окружную скорость ремня:
(3.42)
где D1 - диаметр ведущего шкива, мм;
щ1 - угловая скорость вращения ведущего шкива, с-1.
<30 м/с.
Определяем минимальное максимальное и минимальное межосевое расстояние:
amin = 0,55 · (D1+ D 2) + h (3.43)
amax= 2 · (D 1 + D 2) (3.44)
где h - высота ремня (h = 8,0 по таблице 7), мм.
amin= 0,55 · (90+180)+ 8 = 156,5 мм;
amax= 2 · (90+180) =540 мм.
Принимаем межосевое расстояние aпр=400 мм.
Определяем требуемую длину ремня:
Округляем полученное значение до стандартного, принимаем L=1250 мм.
Уточняем действительное межосевое расстояния, соответствующее принятой стандартной длине ремня:
Определяем угол обхвата на малом шкиве
(3.45)
где [б] =120°;
Угол обхвата ремнем малого шкива удовлетворяет необходимым условиям.
Определяем требуемое число ремней
[Р] = Р0•Кб•Кр (3.46)
где Р0 - значение мощности, передаваемое одним ремнем, Р0= 1,6 кВт (таблица 7.6);
Кб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;
Кб = 0.0029•б +0.4846 = 0.0029 • 167,5 + 0.4846 = 0,97;
Кр - коэффициент, учитывающий влияние режима работы = 1,0 (таблица 7.3)
[Р] = 1,6 • 0,97 • 1,0 = 1,552 кВт,
Проверка частоты пробегов ремня на шкивах (на долговечность)
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня, Н
(3.47)
где - масса 1 м длины ремня = 0,105 кг (таблица 7.5)
.
Сила, действующая на вал:
Н (3.48)
Н
Параметры и конструкция шкивов
В нашем случае, исходя из окружной скорости V = 13,7 м/с и диаметра ведомого шкива D2 = 180 мм, принимаем следующую конструкцию: материалом для изготовления принимаем СЧ20; обод и ступица соединяются между собой диском, в котором предусмотрены круглые отверстия.
Ширина обода
В = (Z - 1) • t + 2 · f = (3 - 1) • 15 + 2 • 10 = 50 мм.
Диаметр ступицы
dст =(1.6 - 2.0) • dв = 1,6• 28 = 45 мм.
Длина ступицы
мм.
Принимаем lст=56 мм.
Основные размеры профиля канавок для клиноременных шкивов регламентированы ГОСТ 20898 в зависимости от профиля сечения ремня. В нашем случае все основные размеры приведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1. Основные размеры профиля канавок для клиноременных шкивов
|
Обозначение сечения ремня |
Конструкция шкива при d, мм |
Размеры профиля канавок, мм |
|||||||
|
Монолитная |
С диском |
Со спицами |
bmin |
hmin |
Bp |
t |
F |
||
|
А |
90 - 100 |
112 - 200 |
224 |
3.3 |
8.7 |
11.0 |
15.0±0.3 |
10 |
4. Проектный и проверочный расчеты закрытых передач. Расчет геометрических параметров зубчатых колес
4.1 Расчет зубчатой цилиндрической прямозубой передачи тихоходной ступени редуктора
Выбор материала
В качестве материала для изготовления зубчатых колес и шестерен используем сталь 50ХН. Твердость для колеса принимаем 40 НRC, а для шестерни - 44 НRC с учетом того, что разница между этими значениями должна составлять 2…4 единицы.
Механические свойства: предел прочности ув = 1000 МПа, предел текучести уТ = 800 МПа. Термообработка - улучшение + закалка ТВЧ.
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения, МПа
, (4.1)
уHlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;
, (4.2)
уHlimb = 18•НRC+200 - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;
KН1 - коэффициент долговечности (KН1 = 1);
SН - коэффициент безопасности (SН = 1,2);
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость;
KL - коэффициент, учитывающий влияние смазки;
KXH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Для проектировочного расчета по ГОСТ 21354 - 75 значение коэффициентов ZR • ZV • KL •KXH принимаем равными 0,9.
Определяем допускаемое напряжение для шестерни и колеса одновременно:
уHlimb1 = 18•44+200 = 992 МПа.
уHlimb2 = 18•40+200 =920 МПа.
МПа.
МПа.
МПа.
МПа.
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем:
МПа - для косозубого зацепления.
Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе определяем по формуле:
(4.3)
где YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительности материала и концентрации напряжений (YS = 1);
YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (YR = 1);
KXF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (KXF=1);
(4.4)
уFlimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
уFlimb =600 МПа - шестерня
уFlimb =600 МПа - колесо
KFб - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (KFб = 1,1);
KFв - коэффициент, учитывающий деформационное упрочнение или электрохимическую обработку переходной поверхности (KFв = 1);
KFO - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (KFO = 1);
KF1 - коэффициент долговечности (KF1 =1);
SF - коэффициент безопасности;
(4.5)
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (= 1,55);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки(=1.1)
SF=1,551,1=1,705
Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для шестерни:
МПа
МПа
Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для колеса:
МПа
МПа
Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость
Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:
(4.6)
Kd - вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач Kd= 770);
KА - коэффициент внешней динамической нагрузки (KА =1);
Т1 - исходная расчетная осевая нагрузка (Т1 = 165,4 Н•м);
Шbd - коэффициент ширины зубчатого венца (для косозубых передач Шbd =0,75);
KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца (KHв =1,05),
МПа
мм.
Определение геометрических параметров зубчатого зацепления.
Определяем начальный делительный диаметр зубчатого колеса:
(4.7)
мм.
Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:
(4.8)
мм
Модуль принимаем в зависимости от межосевого расстояния:
(4.9)
мм;
мм.
Принимаем модуль, равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 9563 - 60 mn = 2 мм.
Определяем число зубьев:
1) шестерни
, (4.10)
;
принимаем z1=33.
Далее уточняем основные параметры зубчатой передачи в связи с принятым значением модуля по ГОСТу и округлением числа зубьев зубчатых колес до целых чисел.
Уточняем передаточное число
(4.11)
Определяем уточненный диаметр начальной делительной окружности:
(4.12)
- шестерни:
мм;
- колеса:
мм.
Уточненное межосевое расстояние:
Определяем окружную скорость, м/с:
(4.14)
м/с.
Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по формулам:
мм.
Определяем степень точности в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Принимаем степень точности, равную 9.
Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетные контактные напряжения в полосе зацепления определяем по формуле:
(4.15)
ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
ZH= 1,62;
ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес (ZM= 275);
ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии
(ZE = 1);
WHt - удельная расчетная окружная сила, Н/мм:
, (4.16)
где KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHб = 1,13;
KHв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (KHв = 1,05);
KHV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (KHV = 1).
;
.
Проверяем условие: ,
.
Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчетное напряжение при изгибе определяется по формуле:
(4.17)
где KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (KFб=1,1)
KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине (KFв = 1,17)
KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении (KHV = 1,1).
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба в зависимости от
эквивалентного числа зубьев,
YF=3.7 для колеса, YF=3.9 для шестерни,
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y = 1);
Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба,
Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение уFP/YF для шестерни и колеса и проверку на выносливость производим для того звена, у которого это соотношение меньше.
Сравниваем соотношения для шестерни и колеса:
шестерняколесо.
Дальнейший расчет проводим для шестерни:
МПа
Так как , то условие прочности выполняется.
Определение основных параметров зубчатого колеса
1) Высота головки зуба hа
мм;
2) Высота ножки зуба hf
мм;
3) Высота зуба h:
мм;
4) Диаметр окружности вершин зубьев da:
мм;
мм;
5) Диаметр окружности впадин зубьев df:
мм;
мм.
Рисунок 4.1. Геометрические параметры зубчатого колеса
Толщина обода а:
мм;
Диаметр ступицы dст:
;
Длина ступицыlст:
мм;
Диаметр вала под ступицей колеса
Толщина диска, связывающего ступицу и обод:
мм.
Внутренний диаметр обода Dk:
мм;
Диаметр отверстий в диске Dо:
мм;
Диаметр окружности центров отверстий Dотв:
мм;
На торцах зубьев выполняют фаски с округлением до стандартного значения:
.
Принимаем f = 1,0 мм. Угол фаски бф =45°.
Усилия в зацеплении
Определение усилий в зацеплении косозубой цилиндрической передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников.
Окружные силы:
(4.18)
Н.
Радиальные силы:
(4.19)
где бw - угол зацепления (стандартный бw = 20°);
Н.
4.2 Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени редуктора
Выбор материала
В качестве материала для изготовления зубчатых колес и шестерен используем сталь 45. Твердость для колеса принимаем 220 НВ, а для шестерни - 250 НВ с учетом того, что разница между этими значениями должна составлять 20…40 единиц.
Механические свойства: предел прочности ув = 700 МПа, предел текучести уТ = 400 МПа. Термообработка - улучшение.
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения, МПа
,
уHlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;
,
уHlimb = 2•НВ+70 - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;
KН1 - коэффициент долговечности (KН1 = 1);
SН - коэффициент безопасности (SН = 1,1);
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость;
KL - коэффициент, учитывающий влияние смазки;
KXH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Для проектировочного расчета по ГОСТ 21354 - 75 значение коэффициентов ZR • ZV • KL •KXH принимаем равными 0,9.
Определяем допускаемое напряжение для шестерни и колеса одновременно:
уHlimb1 = 2•250+70 = 570 МПа.
уHlimb2 = 2•220+70 =510 МПа.
МПа.
МПа.
МПа.
МПа.
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем:
МПа - для косозубого зацепления.
Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе определяем по формуле:
где YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительности материала и концентрации напряжений (YS = 1);
YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (YR = 1);
KXF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (KXF=1);
уFlimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
уFlimb =1,8НВ=360 МПа - шестерня
уFlimb =1,8НВ=306 МПа - колесо
KFб - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (KFб = 1,1);
KFв - коэффициент, учитывающий деформационное упрочнение или электрохимическую обработку переходной поверхности (KFв = 1);
KFO - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (KFO = 1);
KF1 - коэффициент долговечности (KF1 =1);
SF - коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (= 1,75);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки(=1.1)
SF=1,751,1=1,925.
Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для шестерни:
МПа
МПа
Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для колеса:
МПа
МПа
Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость
Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:
(4.22)
Коэффициент ширины колеса
(4.23)
Kd - вспомогательный коэффициент (для косозубых передач Kd= 675);
KА - коэффициент внешней динамической нагрузки (KА =1);
Т1 - исходная расчетная осевая нагрузка (Т1 = 41,5 Н•м);
KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца (KHв = 1,2).
МПа
мм.
Определение геометрических параметров зубчатого зацепления.
Определяем начальный делительный диаметр зубчатого колеса:
мм.
мм.
Модуль принимаем в зависимости от межосевого расстояния:
мм;
мм.
Принимаем модуль, равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 9563 - 60 mn = 2 мм.
Определяем число зубьев:
2) шестерни
,
в - угол наклона линии зуба (первоначально принимаем в = 15°);
; принимаем z1=29.
Далее уточняем основные параметры зубчатой передачи в связи с принятым значением модуля по ГОСТу и округлением числа зубьев зубчатых колес до целых чисел.
Уточняем передаточное число
Уточняем угол наклона линии зуба:
.
Определяем уточненный диаметр начальной делительной окружности:
- шестерни:
мм;
- колеса:
мм.
Уточненное межосевое расстояние:
Определяем окружную скорость, м/с:
м/с.
Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по формулам:
мм.
Определяем степень точности в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Принимаем степень точности, равную 8.
Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетные контактные напряжения в полосе зацепления определяем по формуле:
ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
ZH= 1,62;
ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес (ZM= 275);
ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии (ZE = 0,8);
WHt - удельная расчетная окружная сила, Н/мм:
где KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHб = 1,13;
KHв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (KHв = 1,2);
KHV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (KHV = 1).
;
.
Проверяем условие: ,
.
Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчетное напряжение при изгибе определяется по формуле:
гдеKFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (KFб=1,1)
KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине (KFв = 1,17)
KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении (KHV = 1,1).
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев ()
YF=3.7 для колеса, YF=3.9 для шестерни
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y = 1);
Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба
1)
Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение уFP/YF для шестерни и колеса и проверку на выносливость производим для того звена, у которого это соотношение меньше
Сравниваем соотношения для шестерни и колеса
шестерняколесо.
Дальнейший расчет проводим для колеса:
МПа.
Так как , то условие прочности выполняется.
Определение основных параметров зубчатого колеса
Высота головки зуба
мм;
Высота ножки зуба
мм;
Высота зуба
мм;
Диаметр окружности вершин зубьев
мм;
мм;
Диаметр окружности впадин зубьев
мм;
мм.
Толщина обода
мм;
Диаметр ступицы
.
Длина ступицыlст:
мм;
Диаметр вала под ступицей колеса
Толщина диска, связывающего ступицу и обод:
мм;
Внутренний диаметр обода Dk:
мм;
Диаметр отверстий в диске Dо:
мм;
Диаметр окружности центров отверстий Dотв:
мм;
На торцах зубьев выполняют фаски с округлением до стандартного значения:
.
Принимаем f = 1,0 мм. Угол фаски бф =45°.
Усилия в зацеплении
Определение усилий в зацеплении косозубой цилиндрической передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников.
Окружные силы:
(4.18)
Н.
Радиальные силы:
(4.19)
где бw - угол зацепления (стандартный бw = 20°);
в - угол наклона линии зуба (в = 13,17°).
Н.
Осевые силы:
(4.20)
Н.
Рисунок 4.2. Силы в зубчатом зацеплении
5. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов. Подбор параметров шпоночных соединений
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
, (5.1)
где Т - крутящий момент на валу, Н•мм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Диаметр выходного конца быстроходного вала (рисунок 6.1):
.
Принимаем .
Диаметр вала под подшипники
Принимаем
Диаметр вала под манжету
Принимаем .
Диаметр промежуточного вала:
.
Принимаем .
Диаметр вала под подшипники
Принимаем
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
.
Принимаем .
Диаметр вала под подшипники
Принимаем
Диаметр вала под манжету
Принимаем
Диаметр вала под колесо
Принимаем
Диаметры остальных участков валов назначаются конструктивно.
а - быстроходный вал, б - промежуточный вал, в-тихоходный вал
Рисунок 5.1. Эскизы валов редуктора
Предварительно выбираем параметры шпоночных соединений редуктора.
Посадка шкива на быстроходный вал: шпонка 8х7х36.
Посадка колеса на промежуточный вал: шпонка 12х8х56.
Посадка колеса на тихоходный вал: шпонка 18х11х48.
Посадка муфты на тихоходный вал: шпонка 16х10х56.
6. Предварительный выбор подшипников, расчет элементов корпуса и крышек подшипниковых узлов. Эскизная компоновка редуктора
Тип подшипников выбирается в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала и требуемого срока службы.
Тип подшипника выбирается исходя из отношения сил в зацеплении (осевой силы Fa к радиальной силе Fr).
Определим эти отношения для:
входной вал: ;
промежуточный вал: ;
выходной вал: .
Тип подшипника выбираем по таблице 9.2 [1], с. 119. Принимаем шариковые радиально-упорные подшипники на ведущем и промежуточном валах, на ведомый вал устанавливаем шариковые радиальные подшипники. Основные размеры и параметры выбранных подшипников, представленных на рисунке 7.1, устанавливаем по таблице 7.10.2 [2], в зависимости от диаметра вала.
На входном валу устанавливаем подшипники 36207, на промежуточном валу 36208, на выходном валу - 212, основные размеры которых представлены в таблице 6.1.
Рисунок 6.1. Шариковый радиально-упорный подшипник
Таблица 6.1. Основные размеры и параметры роликовых радиально-упорных подшипников
|
Условное обозначение подшипника |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
R, мм |
R1, мм |
Грузоподъемность, кН |
||
|
динамическая С |
статическая С0 |
|||||||
|
36207 |
35 |
72 |
17 |
2,0 |
0,8 |
38,5 |
26,0 |
|
|
36208 |
40 |
80 |
20 |
2,0 |
0,8 |
46,5 |
32,5 |
|
|
212 |
60 |
110 |
23 |
2,5 |
0,8 |
78,0 |
58,0 |
Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пару червячного зацепления. Отступая от колеса и червяка, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры червячного колеса и его ступицы. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий.
Корпус редуктора литой, выполнен из серого чугуна марки СЧ15.
Редуктор для удобства сборки и разборки конструируем разъемным.
В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматриваем смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивают хороший обзор зацепления [1], c. 121. Смотровое окно закрывают пробкой-отдушиной [1], c. 176.
Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают проушины [1], c. 122.
Размеры элементов корпуса из чугунного литья определяем по соотношениям, приведенным в таблице 9.5 [1], c. 124:
1. Толщину стенок редуктора определим по формуле:
; (6.1)
мм.
Принимаем мм.
2. Глубина корпуса редуктора должна быть
; (6.2)
мм.
3. Размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями таблицы 9.5 [1], с. 124:
расстояние от стенки Х=2 мм;
расстояние от фланца У=15 мм;
радиус закругления R=5 мм;
высота просвета h=4 мм.
4. Диаметры болтов:
фундаментных
; (6.3)
мм;
стандартный: М16.
соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:
а) у подшипников;
мм;
стандартный: М12.
б) прочих
; (6.4)
мм;
стандартный: М8.
крепящих крышку подшипников с корпусом:
; (6.5)
мм;
стандартный: М8.
крепящих смотровую крышку:
; (6.6)
мм;
стандартный: М6.
5. Количество фундаментных болтов определим по формуле:
, (6.7)
где M и N - размеры основания корпуса.
.
Принимаем n=4.
6. Размеры элементов фланцев определяются в зависимости от диаметра болтов по таблице 6.2.
Таблица 6.2. Размеры элементов фланцев
|
Элементы фланцев, мм |
Диаметр болта |
||||
|
М8 |
М10 |
М16 |
М20 |
||
|
Ширина фланца К |
24 |
28 |
39 |
48 |
|
|
Расстояние от оси болта до стенки С |
13 |
15 |
21 |
25 |
|
|
Диаметр отверстия d0 |
9 |
11 |
17 |
22 |
|
|
Диаметр планировки D0 |
17 |
20 |
32 |
38 |
|
|
Радиус закругления R |
3 |
3 |
5 |
5 |
7. Размеры элементов подшипниковых гнезд:
диаметр расточки D принимаем равным наружному диаметру подшипника:
D1=72 мм; D2=80 мм; D3=110 мм.
количество болтов для крепления крышки подшипника выбираем в зависимости от диаметра расточки по таблице 12.1 [1], с. 163: М10 - 24 единицы.
Массу редуктора найдем по формуле:
, (6.8)
где коэффициент заполнения, определяемый по формуле
, (6.9)
=7300 кг/м3 - плотность чугуна;
V=LBH - условный объем редуктора (L, B, H - длина, ширина и высота редуктора, мм).
Тогда
;
кг.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируем двумя коническими штифтами (824 по ГОСТ 9152-75), которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Эти штифты точно фиксируют относительное положение деталей корпуса при чистовой расточке отверстий под наружное кольцо подшипника и последующих сборках.
В нижней части основания корпуса предусматриваем маслосливное отверстие, закрываемое пробкой с метрической резьбой, и отверстие для установки маслоуказателя.
7. Проверочный расчет ведомого вала и его подшипников. Проверочный расчет шпоночных соединений редуктора
Расчетная схема вала и распределение усилий и реакций опор представлена на рисунке 7.1.
Рисунок 7.1. Расчетная схема валов редуктора
7.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Силы в зацеплении:
; .
Силы, действующие на вал со стороны муфты,.
Расчетная схема приведена на рисунке 7.2.
7.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Плоскость XZ:
:
;
.
:
;
.
Проверка:
:
.
Плоскость YZ:
:
;
;
: ;
;
Проверка:
:
.
По полученным данным строим эпюры.
Суммарные реакции опор:
;
.
Производим расчет для опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):
(7.1)
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
, (7.2)
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл. 3.5];
а - амплитуде значения нормальных напряжений:
. (7.3)
где - изгибающий момент в сечении, .
W - момент сопротивления сечения вала:
.
m=0 - средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки [2, табл. 3.6];
=0,83 - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
, (7.4)
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл. 3.5];
а, m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
, (7.5)
где - крутящий момент на валу,
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:
.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки [2, табл. 3.6];
=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
Тогда коэффи
циент запаса прочности равен:
.
, что больше .
7.3 Расчет подшипников ведомого вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 212.
|
Подшипник |
d, мм |
D, мм |
C, Н |
|
|
212 |
60 |
110 |
78000 |
Суммарные реакции на опорах:
; .
Эквивалентная динамическая нагрузка
,
где X - коэффициент радиальной нагрузки,
V - коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса),
Fr - радиальная нагрузка на подшипник,
Y - коэффициент осевой нагрузки,
Fa - осевая нагрузка на подшипник,
=1 - коэффициент безопасности,
- коэффициент влияния температуры ( при ).
Осевая сила на валу .
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
;
.
Т.к. , то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
где - частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность;
p - показатель степени (p= 3 для шариковых подшипников).
.
Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы подшипников .
7.4 Методика расчета шпоночных соединений
Для закрепления на валах зубчатых колес, шкива и муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78.
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2, с. 73]:
,
где T - крутящий момент на валу,;
d - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм;
t1 - заглубление шпонки в валу, мм;
l - полная длина шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм.
Рисунок 7.2. Шпоночное соединение
7.5 Шпонка под шкивом
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 8736 ГОСТ 23360-78.
7.6 Шпонка под колесом первой ступени
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 12856 ГОСТ 23360-78.
7.7 Шпонка под колесом второй ступени
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 181148 ГОСТ 23360-78.
7.8 Шпонка под муфтой
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 161056 ГОСТ 23360-78.
8. Выбор, описание конструкции и расчет соединительной муфты
Зубчатые муфты применяются для соединения валов, нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений.
Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему моменту на выходном валу редуктора [5, табл. 13.2.1]. Принимаем муфту 1-1600-50-1 ГОСТ 5006-94.
Проверку муфты производим по давлению:
, (8.1)
где К =1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов [2, с. 181];
- модуль зацепления;
- число зубьев;
- длина зуба [5, табл. 13.2.1].
9. Выбор способов смазки, контроля и смазочных материалов для редуктора
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т. е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 2,5 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 5 м/с составляет [10, табл. 10.8]. Исходя из этого, выбираем для смазки масло И_70А ГОСТ 20799-75.
Для смазки подшипников редуктора применяем картерное масло, т. к. окружная скорость зубчатых колес превышает 2 м/с (v=2,3 м/с).
Список использованных источников
1 Детали машин и основы конструирования: учеб. пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А.Ф. Дулевич и др. - Мн.: БГТУ, 2006. - 220 с.
2 Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др. Москва «Машиностроение» 1979.
3 Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович и др. Москва «Машиностроение» 1964.
4 Детали машин. Проф. М.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.
5 Детали машин. Д.Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.
6 Детали машин в примерах и задачах. С.Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.
7 Детали машин. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.
8 Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О.П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.
9 Справочник по деталям машин. Том 2. В.З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.
10 Допуски и посадки. Справочник. 1_я часть под редакцией Мягкова В.Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя привода ленточного конвейера и его кинематический расчет. Допускаемое напряжение и проектный расчет зубчатых передач. Выбор и расчёт элементов корпуса редуктора, тихоходного вала и его подшипников, шпоночных соединений, муфт.
курсовая работа [169,1 K], добавлен 18.10.2011Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.
курсовая работа [5,8 M], добавлен 14.10.2011Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.
курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010Разработка привода ленточного транспортёра, предназначенного для перемещения отходов производства (древесная щепа). Выбор электродвигателя по требуемой мощности и частоте вращения. Выбор муфт и подшипников. Расчет валов, сборка редуктора и монтаж привода.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 06.12.2009Кинематический расчет привода закрытой цилиндрической зубчатой передачи, выбор электродвигателя. Расчет открытой клиноременной передачи. Прочностной расчет быстроходного вала редуктора, подшипников качения. Обоснование и выбор соединительных муфт.
курсовая работа [807,6 K], добавлен 09.10.2014Описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, открытых передач, закрытой передачи (цилиндрического редуктора). Предварительный расчет валов, выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения), элементов корпуса.
курсовая работа [379,7 K], добавлен 03.12.2011
