Редуктор для ленточного транспортера

Устройство и применение редуктора для ленточного транспортера, определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов, шпоночных соединений.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 24.03.2013
Размер файла 1,4 M

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

1. Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.

Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.

Подшипники служат опорой валов. В редукторах как правило используют подшипники качения легкой или средней серии. Подшипники выберем после определения диаметров валов под подшипники.

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, обеспечивая повышение КПД, предотвращает повышенный нагрев и износ деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Способ смазывания будет выбран после проведения расчетов и определения габаритов редуктора.

Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения несанкционированного доступа.

Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре окружающей среды от 10 до 50 C?, располагается на одном этаже с транспортером и двигателем.

2. Расчёт требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя

2.1 Определение расчетной мощности привода

Коэффициент полезного действия привода.

По табл. 15.1 [1] КПД пары цилиндрических колес ; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения ; коэффициент учитывающий потери в муфте ; коэффициент учитывающий потери в ремне с роликами .

Общий КПД привода:

2.2 Выбор электродвигателя

Мощность на валу барабана: ;

Требуемая мощность электродвигателя: ;

Угловая скорость барабана: ;

Частота вращения барабана: ;

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полезной нагрузкой.

Пусковая требуемая мощность: ;

Эквивалентная мощность по графику нагрузки:

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [3]) по требуемой мощности Ртр = 8,98 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1500 об/мин 4А132М4 с параметрами Рдв =11 кВт и скольжением

S=2,8 %, отношение Рпн=2. Рпуск=2*7=14 кВт - мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Рп=11,67 кВт.

Номинальная частота вращения двигателя:

,

где

nдв - фактическая частота вращения двигателя, ;

n - частота вращения, ;

S - скольжение, %.

.

Передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение первой ступени примем: ; соответственно второй ступени:

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Крутящие моменты.

Момент на выходном валу:

,

где

- требуемая мощность двигателя, кВт;

- угловая скорость вращения двигателя, рад/с.

, рад/с.

, Н·мм.

Момент на промежуточном валу:

,

где - КПД второго вала;

- передаточное отношение первой ступени.

, Н·мм.

Угловая скорость промежуточного вала:

, рад/с.

Момент на выходном валу:

,

где

- передаточное отношение второй ступени;

- КПД третьего вала.

, Н·мм.

Угловая скорость выходного вала:

, рад/с.

Данные сведем в табл.1:

Табл.1

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Частота вращения,

об/мин

Угловая скорость,

Рад/с

Крутящий момент,

Н·мм

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Выбираем материал со стандартными техническими свойствами:

для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230;

для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц меньше - НВ 200.

3.1.1 Допускаемые контактные напряжения

, МПа,

где

- предел контактной выносливости, МПа:

, МПа

Для колеса: , МПа;

Для шестерни: , МПа.

- коэффициент долговечности:

,

здесь

- базовое число циклов напряжений;

- число циклов переменных напряжений;

Так как, число напряжений каждого зуба колеса больше базового, принимаем .

- коэффициент безопасности для, колес из нормализованной и улучшенной стали принимают .

Для шестерни: , МПа;

Для колеса: , МПа.

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле:

, МПа.

3.2 Расчет быстроходной ступени

3.2.1 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]):

,

где

- для прямозубых колес ;

- крутящий момент второго вала, Н·мм;

- передаточное отношение первой ступени;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа, с твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает значение по таблице 7.1 [1]: ;

- предельное допускаемое напряжение;

- коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для прямозубой передачи ;

;

Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .

3.2.2 Нормальный модуль

,

здесь

- межосевое расстояние;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

3.2.3 Число зубьев шестерни

,

здесь

- межосевое расстояние, мм;

- передаточное отношение первой ступени;

- нормальный модуль, мм.

3.2.4 Число зубьев колеса

3.2.5 Диаметры делительные

Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .

Для шестерни: , мм;

Для колеса: , мм.

3.2.6 Диаметры вершин зубьев

Для шестерни: , мм.

Для колеса: , мм.

3.2.7 Ширина зуба

Для колеса: , мм.

Для шестерни: , мм.

3.2.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру

,

здесь

- ширина зуба для шестерни, мм;

- делительный диаметр шестерни, мм.

3.2.9 Окружная скорость колес.

, м/с.

Степень точности передачи:

для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.

3.2.10 Коэффициент нагрузки

,

где

- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по таблице 3.4 [3] при н = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент

- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;

3.2.11 Проверяем контактные напряжения

, МПа

407,2 МПа < = 408,6 МПа.

Условие прочности выполнено

3.2.12 Силы, действующие в зацеплении

В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы:

Окружная:, Н.

Радиальная:, Н,

Осевая нагрузка отсутствует.

3.2.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]):

,

где

- окружная сила, Н;

- коэффициент нагрузки, , здесь

- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости

?350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при твердости?350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]).

- коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п. 7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])

,

редуктор ленточный транспортер

где

- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1])

n - степень точности.

.

3.2.14 Допускаемое напряжение

Определяется по формуле (7.20 [1]):

По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни: , МПа;

Для колеса: , МПа;

,

где

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для штамповок и ковок ;

;

Допускаемые напряжения для шестерни: , МПа;

Допускаемые напряжения для колеса: , МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого

отношение меньше.

Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .

Проверку на изгиб проводим для колеса:

, МПа;

87,8 МПа < = 205,7 МПа

Условие прочности выполнено.

3.3 Расчет тихоходной ступени

3.3.1 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]):

,

где

- для прямозубых колес ;

- крутящий момент третьего вала, Н·мм;

- передаточное отношение второй ступени;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа с твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает значение по таблице 7.1 [1]: ;

- предельное допускаемое напряжение;

;

;

Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .

3.3.2 Нормальный модуль

,

здесь

- межосевое расстояние;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

3.3.3 Число зубьев шестерни.

,

здесь

- межосевое расстояние, мм;

- передаточное отношение второй ступени;

- нормальный модуль, мм.

3.3.4 Число зубьев колеса

3.3.5 Диаметры делительные

Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .

Для шестерни: , мм;

Для колеса: , мм.

3.3.6 Диаметры вершин зубьев

Для шестерни: , мм.

Для колеса: , мм.

3.3.7 Ширина зуба

Для колеса: , мм.

Для шестерни: , мм.

3.3.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру

,

здесь

- ширина зуба для шестерни, мм;

- делительный диаметр шестерни, мм.

3.3.9 Окружная скорость колес

, м/с.

Степень точности передачи:

для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.

3.3.10 Коэффициент нагрузки

,

где

- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по ьтаблице 3.4 [3] при н = 1,56 м/с и 8-й степени точности коэффициент

- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;

3.3.11 Проверяем контактные напряжения

, МПа

423,25 МПа < = 408,6 МПа.

Условие прочности выполнено.

3.3.12 Силы, действующие в зацеплении

В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы:

Окружная:, Н.

Радиальная:, Н,

Осевая нагрузка отсутствует.

3.3.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]):

,

где

- окружная сила, Н;

- коэффициент нагрузки, , здесь

- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости

?350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при твердости?350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]). - коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п. 7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])

,

где

- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1])

n - степень точности.

.

3.3.14 Допускаемое напряжение определяется по формуле (7.20 [1]):

По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни: , МПа;

Для колеса: , МПа;

, где

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для

штамповок и ковок ;

;

Допускаемые напряжения для шестерни: , МПа;

Допускаемые напряжения для колеса: , МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого ьотношение меньше.

Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .

Проверку на изгиб проводим для колеса:

, МПа;

120,1 МПа < = 205,7 МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная

4.1 Ведущий вал

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца: при допускаемом напряжении Н/мм2.

,

где: [1]

Т - крутящий момент, Н·мм;

- допускаемое напряжение, Н/мм2, (п. 7. [1])

, мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Муфты УВП могут соединять валы с соотношением , но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя мм следовательно мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под .

Примем под подшипник dп1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

4.2 Промежуточный вал

Материал тот же - Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.

, мм;

Примем диаметр под подшипник dП2=45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк=50 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

4.3 Выходной вал

Материал тот - Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Диаметр под подшипник примем dП3=60 мм.

Диаметр под колесо dзк=65 мм.

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=56мм.

5. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса

5.1 Размеры зубчатых колес определяем по формулам с. 132 п. 11 [2]

5.1.1 Диаметр впадин зубьев , мм

I ступень:

II ступень:

5.1.2 Толщина обода , мм:

I ступень: , мм. Принимаем , мм;

II ступень: , мм. Принимаем , мм.

5.1.3 Толщина диска , мм:

I ступень: , мм;

II ступень: , мм.

5.2 Размеры корпуса определяем по формулам с. 56 п. 5 [2]

5.2.1 Толщина стенок

Корпуса: , мм;

Крышки: , мм. Принимаем , мм.

5.2.2 Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора

-до боковых поверхностей вращающихся частей: , мм;

- до боковых поверхностей подшипников качения:, мм.

5.2.3 Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями

-на одном валу: , мм;

-на разных валах: , мм.

5.2.4 Радиальный зазор между зубчатым колесом первой ступени и валом другой: , мм

5.2.5 Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев

-до внутренней поверхности стенки редуктора: , мм;

-до внутренней нижней поверхности стенки редуктора:

, мм.

5.2.6 Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора: , мм.

5.2.7 Ширина фланцев S соединенных болтом диаметром , , (т. 5.1.1 [2])

-фундаментального:

-корпуса и крышки у подшипника:

-корпуса и крышки по периметру:

5.2.8 Толщина фланцев редуктора

-фундаментального: , мм;

-корпуса и крышки у подшипника: , мм;

-корпуса и крышки по периметру: , мм.

5.2.9 Толщина фланца боковой крышки (т. 12.1.1 [2]),

Табл.2

72

М8

4

8

6

14,2

5,3

7

52

92

108

100

М10

6

10

7

17,6

6,4

-

-

125

155

130

М10

6

10

7

17,6

6,4

10

85

155

175

5.2.10 Высота головки болта , мм:

.

5.3 Длина и диаметр ступицы: , мм:

I ступень:, мм. Принимаем , мм;

II ступень:, мм. Принимаем , мм.

5.4 Диаметр отверстий

, мм,

где

I ступень: , мм;

II ступень: , мм.

5.5 Диаметры болтов соединяющих

-фундаментальных:, мм;

-корпус с крышкой у бобышек подшипников: , мм;

-корпус с крышкой по периметру соединения: , мм;

-крышку редуктора со смотровой крышкой: .

5.6 Число болтов соединяющих

-фундаментальных: . Принимаем ;

-корпус с крышкой у бобышек подшипников: , (2 болта на каждый подшипник);

-корпус с крышкой по периметру соединения: .

5.7 Фаска

.

5.8 Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведем в таблице 3

Табл.3

Условное

обозначение

d

D

B

Грузоподъемность,

кН

Размеры, мм.

С

С0

№ 306

30

72

19

28,4

14,6

№ 310

50

100

27

65,8

36,0

№ 312

60

130

31

81,9

48,0

6. Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал

Реакции опор в плоскости XZ:

;

Проверка:

448,14-2243,8+1122,54+673,14=0

Реакции опор в плоскости YZ:

;

;

Проверка:

-256,27+816,6-560,33=0.

Суммарные реакции:

;

;

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

Со

N306

30

72

19

28,1

14,6

Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

, H,

где

V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;

КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];

КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];

R2 - радиальная нагрузка;

Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).

, H

Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):

Расчетная долговечность, ч. по формуле:

.

Фактическое время работы редуктора за 7 лет, при двухсменной работе:

.

6.2 Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости XZ:

;

Проверка:

2872,1 - 5311,7+185,8+2243,8=0

Реакции опор в плоскости YZ:

;

;

Проверка:

- 1045,4 + 1933,3 - 816,6 - 62,5 = 0.

Суммарные реакции:

;

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

Со

N310

50

100

27

65,8

36

Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

, H,

где

V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;

КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];

КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];

R2 - радиальная нагрузка;

Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).

, H

Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):

Расчетная долговечность, ч. по формуле:

.

6.3 Ведомый вал

Реакции опор в плоскости XZ:

;

Проверка:

- 3046,3 + 5311,7 - 671,9 - 1593,5 = 0

Реакции опор в плоскости YZ:

;

;

Проверка:

-1278,8 - 1933,3 + 654,5 = 0.

Суммарные реакции:

;

;

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

Со

N312

60

130

31

81,9

48

Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

, H,

где

V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;

КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];

КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];

R2 - радиальная нагрузка;

Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).

, H

Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):

Расчетная долговечность, ч. по формуле:

.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала

d, мм

Ширина шпонки

b, мм

Высота шпонки

h, мм

Длина шпонки

l, мм

Глубина паза

t1, мм

27,1

8

7

32

4,0

50

16

10

50

6,0

57

16

10

70

6,0

60

18

11

70

7,0

Напряжения смятия и условие прочности рассчитываются по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =120Мпа

7.1 Ведущий вал

При

7.2 Промежуточный вал

При ;

7.3 Ведомый вал.

При

При

8. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

8.1 Ведущий вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По таблице 8.5[3] принимаем ;

По таблице 8.8[3] принимаем ;

Момент сопротивления кручению при d=27,1 мм; b=8 мм; t1=4 мм по таблице 8.5[3]:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А.

My=0;

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

Тогда

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличие шестерни.

Принимаем:

Момент сопротивления кручению при :

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

8.2 Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем ;

.

Момент сопротивления кручению при d=50 мм; b=16 мм; t1=6,0 мм по таблице 8.5[3]:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А.

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

Тогда

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Принимаем:

Момент сопротивления кручению при :

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

8.3 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем ;

.

Момент сопротивления кручению при d=60 мм; b=18 мм; t1=7,0 мм по

таблице 8.5[3]:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А.

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

Тогда

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем ;

.

Момент сопротивления кручению при d=57 мм; b=16 мм; t1=6,0 мм по таблице 8.5[3]:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А.

,

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.

Тогда

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])

Условие прочности выполнено.

9. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*7=1.75 дм3. По таблице 12.1 [1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 407,2 МПа и скорости v=4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 408,6 МПа и скорости v=1,56 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна .

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом

УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

10. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод к ленточному конвейеру.

Основными требованиями предъявляемыми к создаваемой машине были: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В данной работе требовалось спроектировать двухрядный цилиндрический редуктор, подобрать муфты, двигатель.

Редуктор двухрядный, состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - две шестерни, два колеса, валы, подшипники и прочие детали.

Выходной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной вал, также посредством муфты - с транспортером.

В редукторе используется прямозубая цилиндрическая зубчатая передача, так как косозубые цилиндрические зубчатые передачи рекомендуется применять при окружных скоростях V>5 м/с, в нашем случае V<5 v/c, кроме того, прямозубых зубчатых передачах отсутствуют осевые нагрузки.

Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре окружающей среды от 10 до 50 C?, располагается на одном этаже с транспортером и двигателем.

Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения несанкционированного доступа.

Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.

В спроектированном приводе мы используем две упругих втулочно-пальцевых муфты. Эти муфты обладают, кроме прочих, двумя важными свойствами:

- демпфирующей способностью, снижающей динамические негрузки;

- способностью компенсировать несоосность валов.

Подшипники служат опорой валов. В нашем редукторе применяются подшипники качения средней серии.

Список использованных источников

1. В.К. Еремеев, Ю.Н. Горнов «Детали машин. Курсовое проектирование» Методическое пособие для студентов дневной и вечерней формы обучения. - М.: Машиностроение 2004. - 136 с.

2. Л.В. Курмаз, А.Т. Стойкбеда «Детали машин. Проектирование» - М.: Высшая школа, 2005. - 309 с.

3. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов».- М.: Машиностроение, 1980.-351 с.

4. М.Н. Иванов «Детали машин» М.: Высшая школа, 2000 - 382 с.

5. П.Ф. Дунаев «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа, 2000 - 446 с.

6. К.П. Жуков, Ю.Е. Гуревич «Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин» (в 2-х частях) - м.: Изд. «Станкин», 2000.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного транспортера. Построение схемы нагружения зубчатых колес. Определение запаса прочности валов. Подбор подшипников качения, муфты. Смазка зубчатого зацепления. Порядок сборки редуктора.

    курсовая работа [222,7 K], добавлен 11.01.2012

  • Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.

    контрольная работа [981,3 K], добавлен 12.01.2011

  • Проектирование привода ленточного транспортера, определение необходимых параметров передачи. Кинематический расчет привода, определение номинальной мощности и выбор двигателя. Расчет редуктора, предварительный и проверочный расчет валов, сил нагружения.

    курсовая работа [890,4 K], добавлен 14.03.2011

  • Подбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора привода ленточного транспортера. Разработка эскизного проекта. Конструирование зубчатых колес. Расчёт торсионного вала, соединений, подшипников качения, валов на прочность, муфт и приводного вала.

    курсовая работа [1022,9 K], добавлен 15.08.2011

  • Разработка и расчет проекта редуктора привода ленточного транспортера с подбором муфты и электродвигателя при учете требований: высокая производительность, надежность, габариты и экономичность. Характеристика основных параметров и элементов редуктора.

    курсовая работа [393,1 K], добавлен 01.12.2010

  • Разработка 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 06.12.2009

  • Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.

    курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.