Привод ленточного конвейера

Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Основные параметры зубчатой передачи редуктора. Конструктивные размеры шестерни вала, корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 19.04.2012
Размер файла 177,2 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/

1

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

СИБАЙСКИЙ ИНСТИТУТ (ФИЛИАЛ)

ГОСУДАРСТВЕННОГО ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«БАШКИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра общетехнических дисциплин

Специальность «Технология и предпринимательство»

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин»

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Студент Янбеков Д.З.

Группа 3.2 ТиП

Руководитель к.т.н., доцент

Валеев А.С.

Сибай 2011

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

2.1 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

2.5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

2.6 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

2.7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

2.8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО НАПРЯЖЕНИЮ ИЗГИБА

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

3.1 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ ВАЛА

3.2 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

5. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

7. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8. СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА И ВЫБОР СОРТА МАСЛА

9. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называется закрытая зубчатая передача, предназначенная для понижения угловой скорости ведомого вала по сравнению с ведущим. Уменьшение угловой скорости сопровождается увеличением вращающего момента на ведомом балу. Для редуктора значения передаточного отношения и передаточного числа совпадают.

Как правило, редуктор входит в состав привода машин и механизмов и широко применяется в различных отраслях машиностроения благодаря своим высоким экономическим, потребительским и другим характеристикам.

Редукторы бывают одно и многоступенчатые.

Редукторы проектируют или специально для данной машины, или используют серийно выпускаемые, предназначенные для установки в самых различных машинах.

Серийные редукторы выбирают по каталогам заводов изготовителей в соответствии с передаваемым моментом и передаточным числом.

Использование редукторов с меньшим числом ступеней предпочтительнее, но одноступенчатые редукторы имеют большие размеры по сравнению с многоступенчатыми.

Одноступенчатые редукторы с цилиндрическими колесами обычно имеют горизонтальное расположение валов. Колеса могут быть с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса редукторов чаще всего изготовляют литыми чугунными, реже - сварными стальными. Валы зубчатых передач редукторов монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние применяются в редукторах тяжелого машиностроения.

Редуктор состоит из литого корпуса и крышки, которые соединены между собой крепежными элементами и коническими штифтами, в верхней части крышки имеется отверстие для осмотра зацепления и заливки масла в редуктор. Отверстие закрывают крышкой и крепят винтами. Контроль уровня масла осуществляют маслоуказателем. Сливают масло из редуктора через отверстие в нижней части корпуса, которое закрывается пробкой и расположено несколько ниже уровня дна корпуса (на 1-2 мм). Быстроходный вал редуктора (обычно вал-шестерня) вращается в двух подшипниках. Шестерня находится в зацеплении с зубчатым колесом, соединенным с выходным валом при помощи шпонки. Тихоходный вал также вращается в двух подшипниках, установленных в расточках корпуса и крышки редуктора. Подшипниковые узлы закрываются крышками (закладными или накладными). Регулирование подшипников осуществляется набором тонких (0,1 мм) металлических прокладок.

Для обеспечения плотности стыка плоскость разъема корпуса крышки при сборке покрывают пастой «герметик» Для облегчения снятия крышки при разборке в ее фланец ввинчивают отжимной винт.

Для предотвращения вытекания подшипниковой смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом, из зоны зацепления на валы редуктора устанавливают маслоотражательные кольца и войлочные или манжетные уплотнительные кольца.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

На первом этапе проектирования привода осуществляем анализ кинематической схемы привода и выбираем электродвигатель.

Искомую мощность Nтр (Вт) электродвигателя определяют из выражения [3, с. 12]:

(1.1)

где Tр - вращающий момент на валу барабана, Н•м;

щр - угловая скорость этого вала, рад/с;

Р - сила тяги, Н;

н - скорость ленты транспортера, м/с;

з - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему [3, с. 13]:

з= з1 з2 з3 •••зк, (1.2)

где з1 - КПД цепной передачи;

з1=0,96;

з2 - КПД одной пары опор;

з2 - 0,993;

з3 - КПД редуктора;

з3 -0,95;

Общий КПД привода:

(1.3)

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1).

Требуемая мощность электродвигателя [3, с. 14]:

Угловая скорость барабана [3, с. 14]:

(1.4)

где v - скорость движения ленты, м/с;

Dб - Диаметр барабана, м.

Частота вращения барабана [3, с. 14]:

(1.5)

Частота вращения электродвигателя [3, с. 14]:

, (1.6)

где Uп - передаточное отношение привода.

где U1 - закрытая цилиндрическая передача;

U2 - цепная передача.

(1.7)

По требуемой мощности Nтр=5485,7 Вт выбираем электродвигатель синхронной частоты вращения nдв=2910 об/мин - 4А100L2У3.

Проверим общие передаточные отношения [3, с. 14]:

(1.8)

Uред=1,6 по ГОСТ 2185-66 из 1 ряда

Уточняем передаточное отношение цепной передачи [3, с. 14]:

(1.9)

Таблица 1.1 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал 1

Вал 2

Вал 3

Определение вращающих моментов

Вращающие моменты [3, с. 15]: на валу шестерни:

(1.10)

на валу колеса:

(1.11)

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

2.1 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, материал для зубчатого зацепления выбираем по таблице 3.3 [3, с. 17] с учетом рекомендации, что при выборе материала для шестерни и колеса следует назначить сталь одной и той же марки, но обеспечивать термообработкой поверхностную твердость зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринелля выше, чем колеса.

Из таблицы 3.2 [3, с. 16] выбираем:

для шестерни:

Сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, предел выносливости - ув=780 МПа, предел текучести - уm=440 МПа.

для колеса:

Сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ=190, предел выносливости - ув=570 МПа, предел текучести - уm=290 МПа.

Проектировочный расчет выполняем на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Допустимые контактные напряжения при проектировочном расчете определяем по формуле [3, с. 18]:

(2.1.1)

где уHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, их значения приведены в таблице 3.2 [3, с. 16];

(2.1.2)

KHL - коэффициент долговечности. Так как закрытый корпус, принимаем

KHL=1

[SH] - коэффициент безопасности. Для колес из улучшенной и нормализованной стали принимают [SH] =1,1 - 1,2;

[SH] =1,1.

Определяем расчетные допускаемые контактные напряжения [3, с. 18]:

для шестерни:

(2.1.3)

для колеса:

(2.1.4)

Допускаемое напряжение [ун] для цилиндрических прямозубых передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса:

[ун] = 409 МПа

[ун] ? 1,25[ун] (2.1.5)

Условия прочности выполняются.

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ

Для проектировочного расчета определим межосевое расстояние по следующей зависимости [3, с. 19]:

(2.2.1)

где Ка - коэффициент для прямозубых колес, Ка =45;

К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таблице 3.1 [3, с. 19] КHв =1,10…1,15. Принимаем К=1

Шba - коэффициент ширины зубчатого венца. Принимаем Шba =0,5

Полученное межосевое расстояние aw = 139,2 мм округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 aw = 160 мм

Определим

(2.2.2)

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации [3, с. 20]:

(2.3.1)

Округляем значение модуля до ближайшего стандартного значения и принимаем m = 2,5 мм

2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

(2.4.1)

(2.4.2)

(2.4.3)

По значениям Z1 и Z2 уточняем передаточное отношение [3, с. 21]:

(2.4.4)

Проверяем межосевое расстояние [3, с. 21]:

(2.4.5)

2.5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Основные размеры шестерни и колеса [3, с. 21]:

диаметр делительной окружности:

(2.5.1)

(2.5.2)

диаметры вершин зубьев:

(2.5.3)

(2.5.4)

диаметры впадин зубьев:

(2.5.5)

(2.5.6)

ширина колеса:

(2.5.7)

Принимаем b2=65 мм

ширина шестерни:

(2.5.8)

Принимаем b1=70 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(2.5.9)

Определяем окружную скорость, по которой определим степень точности передачи [3, с. 22]:

(2.5.10)

Для прямозубых колес при х до 6 м/с назначаем 8 степень точности по ГОСТ 1643-81

2.6 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Проверочный расчет прочности зубьев на контактную выносливость осуществляем по формуле [3, с. 22]:

(2.6.1)

где KH - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

(2.6.2)

где K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 3.5 [3, с. 23]:

K = 1

K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, определяется по таблице 3.5 [3, с. 23]:

K = 1,09

KHV - динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колес и степени точности изготовления, определяется по таблице 3.6 [3, с. 23]:

KHV = 1,05 Таким образом,

Подставим полученные значения всех величин в формулу (2.6.1):

- условие выполняется.

2.7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Окружная сила [3, с. 24]:

(2.7.1)

Осевая сила:

(2.7.2)

где в = 0, tg в = 0;

Радиальная сила:

(2.7.3)

где б = 20є

2.8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО НАПРЯЖЕНИЮ ИЗГИБА

Проверку прочности зубьев по напряжениям изгиба осуществляют по следующей формуле [3, с. 25]:

(2.8.1)

где- коэффициент нагрузки;

(2.8.2)

K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по таблице 3.7 [3, с. 28]:

K = 1,19

KFV - коэффициент динамичности. Определяется по таблице 3.8 [3, с. 28]:

KFV = 1,45

Отсюда:

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев [3, с. 25]:

- коэффициент, введенный для компенсации погрешности, возникающей из-за применения расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев, =1

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

=1,0 - для прямозубых передач.

В большинстве случаев напряжения изгиба зубьев изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу, поэтому допускаемые напряжения определяются в зависимости от - предела выносливости (при отнулевом цикле), соответствующего базовому числу циклов по формуле [3, с. 26]:

(2.8.3)

где - предела выносливости, определяется по таблице 3.9 [3, с. 29]:

для шестерни:

для колеса:

- коэффициент безопасности.

(2.8.4)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубьев колес, таблица 3.9 [3, с. 29]:

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Для поковок и штамповок .

Таким образом,

По формуле (2.8.3) допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Допускаемое напряжение изгиба для колеса:

Определим соотношения:

для шестерни:

(2.8.5)

для колеса:

(2.8.6)

Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверим прочность зуба шестерни по формуле (2.8.1):

Проверим прочность зуба колеса по формуле (2.8.1):

Условие прочности выполняется.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Проектирование валов начинают с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба по формуле [3, с. 30]:

(3.1)

где T - крутящий момент, Н·мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [3, с. 30].

Определим диаметры валов.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 45 с термообработкой =25 МПа

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то принимаем

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем допускаемое напряжение на кручение несколько уменьшенным =20 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала:

Принимаем

3.1 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ ВАЛА

Вал-шестерню выполняют в тех случаях, когда расстояние от впадин зуба до шпоночного паза оказывается меньше указанного на рис. 3.1. размер X для цилиндрических прямозубых колес:

(здесь m - модуль зуба). Размеры шестерни определены выше:

m = 2,5

(3.1.1)

Изготавливаем вал-шестерню.

3.2 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

Диаметр ступиц стальных колес:

(3.2.1)

Длина ступицы:

(3.2.2)

Толщина обода цилиндрических колес:

(3.2.3)

(3.2.4)

Толщина диска кованых колес:

(3.2.5)

Диаметр центровок окружности:

(3.2.6)

Диаметр отверстий:

(3.2.7)

Толщина ребер:

(3.2.8)

Фаска:

(3.2.9)

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Корпус обычно выполняют разъемным. Материал корпуса редуктора - чугун СЧ 10 или СЧ 15.

Толщина стенок корпуса и крышки [3, с. 34]:

(4.1)

(4.2)

Принимаем ,.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки - верхнего пояса корпуса и крышки пояса [3, с. 34]:

(4.3)

(4.4)

Толщина нижнего пояса корпуса [3, с. 34]:

(4.5)

Принимаем

Диаметры болтов [3, с. 34]:

- фундаментных:

(4.6)

Принимаем болт с резьбой М24

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

(4.7)

Принимаем болт с резьбой М20

- соединяющих крышку с корпусом:

(4.8)

Принимаем болт с резьбой М12

5. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Обычно компоновку редуктора проводят в два этапа. При этом первый этап компоновки предназначен для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций подшипников качения.

Второй этап компоновки предназначен для конструктивного оформления зубчатых колес, валов, корпуса, подшипниковых узлов и подготовить данные для проверки прочности валов и др. деталей.

С целью сокращения времени работы над курсовым проектом совместим два этапа компоновки редуктора в один этап, и будем осуществлять компоновку ведомого вала с конструктивным оформлением всех деталей, которые монтируются на этом валу. Подшипниковые опоры ведущего вала-шестерни расположим симметрично относительно осевой линии редуктора на том же расстоянии, как и опоры ведомого вала, т.е. . Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции, т.е. разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. По середине листа проводим горизонтальную осевую линию; затем перпендикулярно ей две вертикальные линии - оси валов редуктора на расстоянии aw.

Затем упрощенно, в виде прямоугольников, вычерчиваем шестерню и колесо, при этом шестерня выполняется за одно целое с валом, а длина ступицы зубчатого колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора, где:

а) принимаем зазор между торцами шестерни и внутренней стенкой корпуса:

(5.1)

(здесь - толщина стенки редуктора);

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев до внутренней стенки корпуса:

(5.2)

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса , если диаметр окружности вершин зубьев симметрии окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадок подшипников. При этом увеличиваем диаметр вала под подшипник на 6-8 мм больше наименьшего расчетного диаметров ведущего и ведомого вала: , следовательно, диаметр вала под подшипником , а наименьший диаметр ведомого вала , следовательно, диаметр вала под подшипником

По таблице 24.10 [4, с. 417] подбираем подшипники средней серии с внутренним диаметром , таким размерам соответствует подшипник 311,309:

Таблица 5.1 Подшипники шариковые радиальные однорядные (из ГОСТ 8338-75)

Условное обозначение подшипника

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

b

C

C0

307

35

80

21

33,5

18,0

311

55

120

29

71,0

41,0

Примечание: наружный диаметр подшипника №306, D=72 мм, оказался меньше диаметра окружности вершин зубьев da1 =75 мм. поэтому расстояние до внутренней стенки редуктора берем от окружности выступов шестерни.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Ширина мазеудерживающего кольца: у=8…12 мм. Измеряя, находим расстояние на ведомом валу l2=67 мм., на ведущем l1 =45 мм.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным выше, конструируем узлы валов:

а) на расстоянии l1 =73 мм от горизонтальной оси вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца установлены на тот же диаметр, что и подшипники(40). Фиксация в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм). Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой;

г) переход вала Ш40 мм к присоединительному концу Ш38 мм, выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника. Длина присоединительного конца вала Ш38 мм равна l=73 мм.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. При этом обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой;

б) отложив от середины редуктора расстояние l2 =80 мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками. Размеры крышек подшипников определяем по таблице 11.1.1 [2, с. 153]:

Таблица 5.2 Размеры крышек подшипников

D, мм

l, мм

l1, мм

д2, мм

120

52

4

9

80

90

7

12

г) переход вала от Ш50 мм к концу вала Ш45 мм выполняем на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника. Длина присоединительного конца вала Ш48 мм равна l=30 мм.

6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Опоры вращающихся валов называются подшипниками, которые воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и передают их на корпус редуктора. При этом вал должен фиксироваться в осевом направлении и вращаться вокруг заданной геометрической оси. Потери на трение в подшипниках должны быть минимальные во избежание снижении КПД механизма. От качества подшипников в значительной мере зависит работоспособность и долговечность машин или редуктора. Подшипники качения стандартизованы и их изготавливают на специализированных предприятиях. Их выпускают различных стандартных серий, которые распределяются на особо легкие, средние, тяжелые и другие серии.

Наиболее распространены подшипники качения легких и средних серий нормальной ширины.

Основные критерии работоспособности подшипника качения - динамическая и статическая грузоподъемность.

Номинальная долговечность подшипника:

(6.1)

где С - динамическая грузоподъемность, кН;

Рэ - эквивалентная нагрузка, кН;

с - показатель степени: для шарикоподшипников с =3.

Проверку долговечности подшипников будем вести для ведущего вала-шестерни.

В предыдущих расчетах мы определили силы, действующие в зацеплении:

,,

Определим реакции опор по формуле [4, с. 254]:

в плоскости zOx:

(6.2)

В плоскости xOy:

(6.3)

Полные радиальные реакции вычисляют по формуле [4, с. 254]:

(6.4)

Эквивалентную динамическую нагрузку вычисляют по формуле [4, с. 256]:

(6.5)

где X - коэффициент радиальной нагрузки, X =1;

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y =0;

V - коэффициент вращения, V =1;

Fr - радиальная нагрузка, Fr =1047

Fa - осевая нагрузка, Fa =0

Kу - коэффициент безопасности, для редукторов Kу =1,3…1,5; Kу =1,4;

KT - температурный коэффициент, при

Подставив все значения в формулу (6.5), получили:

Номинальная долговечность по формуле (6.1) равна:

Расчетная долговечность:

(6.6)

где n - частота вращения вала.

Рассмотрим ведомый вал.

Ведомый вал имеет такие же нагрузки, как и ведущий вал. Так как размеры подшипников одинаковы, расчетная долговечность также будет равна .

7. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

привод ленточный конвейер редуктор

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки, размеры которых выбирают по таблице 24.29. [1, с. 432], в зависимости от диаметра вала и длины ступицы. Обычно длину шпонки назначают из стандартного ряда [2, с. 122] так, чтобы она была меньше длины ступицы на 5-10 мм.

Таблица 7.1 Размеры призматических шпонок

Диаметр вала, мм

Сечение шпонки

Глубина паза, t1, мм

Длина l, мм

b, мм

h, мм

30

8

8

4,5

45

48

14

9

4

50

55

18

12

8

50

Шпоночное соединение проверяется на смятие. Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. . Проверку прочности шпоночных соединений осуществляют по формуле [3, с. 44]:

(7.1)

где T - передаваемый вращающий момент, Н·мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина шпоночного паза на валу, мм;

lр - длина рабочей части шпонки (для шпонки со скругленными концами lр =l-b, где b - ширина шпонки);

d - диаметр вала вместе установки шпонки.

Ведущий вал.

На ведущем валу мы выбрали шпонку с размерами , t1 =5 мм, l =50 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 58 мм), а момент на ведущем валу .

Материал шпонок - Сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице .

Подставив все значения в формулу (7.1), получили:

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ20)

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и звездочкой - более нагруженная вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Так как размеры шпонки под звездочкой и шпонки на ведущем валу совпадают, 59,9 МПа < . Условие выполняется.

8. СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА И ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников редуктора осуществляется с целью уменьшения потерь на трение, предотвращения износа и нагрева трущихся деталей, а также для повышения КПД редуктора.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. объем масляной ванны V определяют из расчета 0.25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Такое смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до , так как при большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью, с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть меньше. Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла, для зубчатых передач - в зависимости от окружной скорости (табл. 10.8 [3, с. 58]). Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующий сорт масла по таблице 10.10 [3, с. 59]. В нашем случае кинематическая вязкость равна , а сорт масла - индустриальное ГОСТ 20799-79 Марки И-25А при температуре 50єС. Для смазывания подшипников редукторов обычно применяют пластичные смазочные материалы. Для отделения узла подшипника от общей смазывающей системы применяют мазеудерживающие кольца, вращающиеся вместе с валом. Со стороны крышки ставят войлочное уплотнение, если скорость вала до 5 м/с.

9. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для расчета берем приводную роликовую цепь и рассчитываем однорядную цепную передачу.

Определяем передаточное отношение цепной передачи по формуле :

(9.1)

где угловая скорость

угловая скорость приводного барабана, рад/с.

Выбираем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа по формуле [4, с. 213]:

(9.2)

Принимаем 21

Тогда число зубьев ведомой звездочки определяем по формуле [4, с. 213]:

(9.3)

Принимаем 84

Пользуясь рекомендуемыми значениями угловой скорости меньшей звездочки, приведенными в таблице 10.1 [4, с. 209], выбираем предположительное значение шага цепи , необходимое для выбора в дальнейшем допускаемого значения среднего давления в шарнирах.

Расчетное значение шага цепи определяем по формуле [4, с. 213]:

(9.4)

где коэффициент эксплуатации;

вращающий момент, Н·м;

среднее давление в шарнирах, МПа;

число рядов цепи, .

Определяем коэффициент эксплуатации [4, с. 213]:

(9.5)

где коэффициент динамичности нагрузки; при плавно изменяющейся нагрузке ;

коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; предположительное межосевое расстояние , тогда ;

коэффициент, учитывающий способ смазывания; при периодическом смазывании

коэффициент режима работы; при двухсменной работе

коэффициент, учитывающий наклон межосевой линии к горизонту; при угле наклона передачи к горизонту меньше 70є ;

коэффициент монтажа передачи; при наличии оттяжных звездочек

вращающий момент; ;

число зубьев меньшей звездочки; 21

среднее давление в шарнирах; по таблице 10.2 [4, с. 211] определим 34,6 МПа

число рядов цепи;

Подставим полученные значения всех величин в формулу (10.4) и произведем расчет:

Окончательно принимаем ближайший больший стандартный шаг цепи по таблице 10.1 [4, с. 209] и выбираем по стандарту роликовую цепь нормальной серии ПР-25,4-6000, с шагом 38,1 мм разрушающей нагрузкой , массой 1 м цепи , площадью проекции опорной поверхности шарнира .

Определим число звеньев цепи, учитывая желательное межосевое расстояние, а =694 мм, по формуле [4, с. 213]:

(9.6)

Принимаем четное число звеньев

Определим длину цепи по формуле [4, с. 214]:

(9.7)

Окончательное межосевое расстояние [4, с. 214]:

(9.8)

Так как передача регулируемая, то необходимое провисание цепи будет обеспечено за счет регулировки межосевого расстояния в пределах допускаемая стрела провисания равна

Определим скорость движения цепи [4, с. 214]:

(9.9)

Определим натяжение ведущей ветви цепи по формуле [4, с. 214]:

(9.10)

где окружная сила [4, с. 214]:

(9.11)

где N - передаваемая мощность;

х - скорость движения цепи;

натяжение от провисания ведомой ветви цепи [4, с. 214]:

(9.12)

где коэффициент провисания цепи; для горизонтальной передачи [4, с. 212];

масса одного метра цепи; =2,6 кг

ускорение свободного падения;

межосевое расстояние. =648 мм

Тогда

натяжение от центробежных сил [4, с. 212]:

(9.13)

где масса одного метра цепи;

х - скорость движения цепи;

Подставим полученные значения в формулу (10.10):

Так как разрушающая нагрузка , то цепь работает с запасом прочности [4, с. 214]:

(9.14)

Что в пределах допускаемых значений коэффициента запаса прочности цепи

Определим среднее давление в шарнире по формуле [4, с. 214]:

(9.15)

где К - коэффициент эксплуатации;

окружная сила

площадь проекции опорной поверхности шарнира;

среднее давление в шарнирах; . Подставим полученные значения

в формулу (10.15) и определим среднее давление в шарнире:

Определим нагрузку на валы:

(9.16)

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Конструирование - это творческий процесс создания оптимального варианта машины в документах (главным образом на чертежах) на основе теоретических расчетов.

Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» выполняется после завершения изучения блока общеобразовательных, общетехнических и ряда технологических дисциплин, и его целью является приобретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов на основе полученных теоретических знаний.

Основными задачами курсового проекта в целом являются:

1. Ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проектирования;

2. Изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;

3. Выбор наиболее простого варианта конструкции с учетом требований технического задания на проект;

4. Выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;

5. Выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых допусков и посадок, допусков формы и их расположения;

6. Выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД;

7. Составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с., ил.

2. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001, - 290 с.

3. Курсовая работа по деталям машин. Часть 1. расчет одноступенчатых цилиндрических редукторов: Методические указания / Магнитогорск. пед. ин-т; Сост.: Ю.А. Афанасьев, Б.А. Загребин, В.И. Серов, И.А.Яременко. - Магнитогорск, 1991. - 63 с.

4. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. детали машин: Учеб. для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. - 2-е изд., испр. и доп. - М.: Высш. шк.: Изд. центр «Академия». 2001 - 285 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт зубчатой передачи, валов, открытой передачи. Конструктивные размеры вала, шестерни, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [964,7 K], добавлен 05.05.2015

  • Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера, содержащего асинхронный электродвигатель. Расчет клиноременной и зубчатой передач, валов, шпоночных соединений. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника.

    курсовая работа [991,5 K], добавлен 06.06.2014

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010

  • Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

    курсовая работа [614,5 K], добавлен 13.04.2015

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, выбор материала и термической обработки деталей. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 22.10.2011

  • Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса. Проверка долговечности подшипников. Диаметр выходного конца ведомого вала. Определение коэффициентов запаса прочности для опасных сечений, их допуски.

    курсовая работа [287,7 K], добавлен 02.06.2017

  • Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014

  • Кинематический расчет привода редуктора. Расчет валов и подшипников. Конструктивные размеры шестерен, колес, звездочки конвейера и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных и шлицевых соединений. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [175,3 K], добавлен 04.11.2015

  • Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной и быстроходной ступени прямозубых цилиндрических передач. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Технологический процесс сборки редуктора.

    курсовая работа [493,3 K], добавлен 03.06.2015

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.