Проектирование привода ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

редуктор механизм червячный передача

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Выполнение курсового проекта способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования».

Работа позволяет получить следующие навыки:

применения на практике приемов расчета и конструирования;

оставления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

работы со специальной технической литературой;

анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.



Кинематический расчет привода

Таблица. Исходные данные к расчету:

Ft , окружное усилие на тяговой звездочке	6 кН
V, окружная скорость	0,1м/с
t, шаг цепи	80 мм
z, число зубьев звездочки	12

Определим общий КПД привода

(1.1)

где - КПД зубчатой цилиндрической передачи; - КПД червячной передачи; - КПД цепной передачи; - КПД пары подшипников.

- 0,97; - 0,85; -0,93; -0,99.

з₀ =0,97 ·0,85·0,93·0,99³=0,75

Определим требуемую мощность электродвигателя

, (1.2)

где - мощность на выходном валу привода

N_вых=F_t·V=6·0,1=0,6кВт (1.3)



По расчетным данным примем электродвигатель серии 471В4УЗ.

N_дв=0,75кВт, n_с=1500мин^-1, S=7,5%.

Определим требуемое общее передаточное число привода

, (1.4)

где - асинхронная частота вращения ротора электродвигателя, определяется с учетом скольжения ротора; - частота вращения выходного вала привода.

Асинхронная частота вращения ротора электродвигателя определяется из выражения:

, (1.5)

где - синхронная частота вращения.

Для указанного выше электродвигателя типа 471В4УЗ S=7.5 %

Тогда .

Находим из выражения:

. (1.6)

Тогда

=222.



Выполним разбивку общего передаточного числа по ступеням привода

, (1.7)

где - передаточное зубчатой цилиндрической число передачи; - передаточное число червячной передачи. Принимаем следующие значения передаточных чисел: для зубчатой цилиндрической передачи =5, для червячной передачи =45. Определим фактическое передаточное число привода:

.

Найдём отклонение общего передаточного числа:

(1.7)

Как видим, отклонение фактического передаточного числа привода от требуемого передаточного числа является допустимым.

Определим частоты вращения, угловые скорости и крутящие моменты на всех валах привода

На первом (ведущем валу)



,

где - в Ваттах

На втором валу

На третьем валу(выходной)

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитаем цилиндрическую прямозубую передачу (рис.1). Крутящий момент: на ведущем валу Т₁=Нм, на ведомом валу Т₂=26,4Нм, угловые скорости: на ведущем валу на ведомом, передаточное число =5, срок службы редуктора t=8лет, коэффициенты использования привода в течение суток и в течение год: ,частота вращения ведущего колеса n₁=1387,5мин^-1, частота вращения ведущего колеса n₂=277,5 мин¹; передача не реверсивная.

, n₂

Рисунок 1-Схема цилиндрической прямозубой передачи

, n₁

1. Выбор материалов

Для шестерни принимаем по таблице 3.3 [1] сталь 45, улучшенную до твердости НВ 230, для колеса - сталь 45, улучшенную до твердости НВ 200.

2. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали со средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (НВ? 350) определяем по таблице 3.2 [1]:

- для шестерни ; (2,1)

- для колеса .

3. Базовое число циклов напряжений в зубьях колес пары:

- для колеса принимаем по таблице 3.2 [1] ;

- для зубьев шестерни рассчитываем:

. (2,2)

Эквивалентное число циклов перемены напряжений припеременной нагрузке:



(2,3)

где с - число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; - частота вращения шестерни (колеса); - время работы передачи при соответствующей ступени нагружения.

, (2.4)

где 365 - число дней в календарном году; 24 - число часов в сутках; - срок службы привода; - коэффициенты использования привода в течение суток и в течение года.

Рассчитаем эквивалентное число циклов нагружений шестерни:

N_HE1=60*1*1387,5*22776=1,89*10⁷>N_HO,

N_HE2=60*1*277,5*22776=3,79*10⁶>N_HO

Поскольку принимаем коэффициент долговечности для шестерни . Для стали с поверхностным упрочнением принимаем [1, С. 33].

4. Допускаемые контактные напряжения:

МПа; (2.5)

МПа.



5. Из рекомендуемого ряда значений принимаем в соответствии со стандартом .

Определим коэффициент ширины венца по диаметру:

.

6. Предварительно из таблицы 3.1 [1] принимаем значение коэффициента нагрузки .

Из условия контактной выносливости зубьев определим межосевое расстояние. Допускаемые контактные напряжения примем для колеса, так как они меньше.

, (2.6)

,

Принимаем по стандарту [2, С. 20].

7. Определим модуль зацепления:

(2.7)

принимаем по стандарту m = 1.75 мм. [2, С. 21].

8. Число зубьев колес и фактическое передаточное число

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

=2·80/1.75=91; (2.8)



Число зубьев шестерни:

=91/(5+1)=18 (2.9)

Число зубьев колеса:

(2.10)

Фактическое передаточное число:

(2.11)

9. Геометрические параметры колес:

Делительный диаметр шестерни =18·1,75=31,5 мм; (2.12)

колеса =73·1,75=127,7 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни

(2.13)

колеса

Диаметр впадин шестерни . (2.14)

колеса

Ширина венца колеса , (2.15)

шестерни (2.16)

Значение коэффициента (2.17)

10. Окружная скорость шестерни:



(2.18)

При такой величине скорости принимаем для передачи 8-ю степень точности из таблицы 3.4 [1].

11. Уточним значение коэффициента нагрузки:

где из таблицы 3.5 [1] для твердости НВ<350 и симметричного расположения колес; из таблицы 3.6 [1] для прямозубой передачи при скорости V< 5 м/с и твердости НВ < 350.

12. Величина расчетных контактных напряжений:

(2.19)

, что допустимо. (2.20)

13. Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности (табл. 3.9 [1]):

HB; .

Для штампованных заготовок

14. Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни ;. (2.21)

для колеса



15. Определим коэффициент нагрузки (табл. 3.7, 3.8 [1]):

(2.22)

16. Установим колесо пары, для которого будет продолжен расчет.

Коэффициенты формы зубьев, выполненных без смещения (Х=0), [1, с. 42].

при при z₂=73;

=57,9 МПа; . (2.23)

57,6 МПа.

следовательно, зубья колеса менее прочны, расчет производим для него.

19. Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе:

(2.24)

Расчет червячной передачи

Рассчитаем червячную передачу (рис. 2), мощность на валу червяка угловые скорости: червяка колеса ; крутящий момент на валу червяка Т₂=26,4Нм; крутящий момент на валу червячного колеса Т₃=999,7 Нм, передача не реверсивная.



Рисунок.2-Схема червячной передачи

1 Передаточное число передачи , что соответствует стандартному значению

2. Число зубьев колеса: (3.1)

где - число заходов червяка при u = 48, .

3. Назначаем материал червяка - сталь 40 ХН улучшенную до HRC 50; для венца колеса по таблице 4.8 [1] принимаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок), для ступицы - чугун СЧ 15. Предварительно примем 7-ю степень точности. Рабочие поверхности витков червяка шлифованные.

4. Допускаемые напряжения.

Принимаем предварительно скорость скольжения в зацеплении V_S=6м/с,

из таблицы 4.9 [1] находим допускаемое контактное напряжение

5. Коэффициент нагрузки:

(3.2)

Возьмем из таблицы 4.7 [1]

Коэффициент диаметра червяка примем q = 10. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:



(3.3)

6. Осевой модуль зацепления:

(3.4)

принимаем по ГОСТ 2144-76 m = 5 мм, q =8, а_щ=260мм.

Уточним межосевое расстояние:

. (3.5)

7. Делительный диаметр червяка:

(3.6)

Делительный угол подъема витков червяка:

(3.7)

8. Окружная скорость червяка:

(3.8)

Скорость скольжения в зацеплении:

(3.9)



Коэффициент нагрузки при скорости скольжения по таблице 4.7 [1] К = 1.

9. Проверим расчетное контактное напряжение:

Превышение фактического значения над допустимым:

(3.11)

10. Геометрические параметры передачи для червяка:

Диаметр вершин витков червяка:

(3.12)

Диаметр впадин червяка:

(3.13)

11. Длина нарезанной части червяка:

при (3.14)

добавляя к расчетному значению примерно 30 мм, принимаем =113 мм.

Для колеса: (3.15)

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:



(3.16)

Диаметр впадин зубьев червячного колеса:

(3.17)

Ширина венца колеса:

при , (3.18)

принимаем b₂=34мм

12. При нереверсивной работе коэффициент долговечности из таблицы 4.8 [1] , тогда допускаемое напряжение изгиба;

(3.19)

- из таблицы 4.8 [1]

Эквивалентное число зубьев червячного колеса:

(3.20)

Из таблицы 4.5 [1] коэффициент формы зуба

Определим напряжение изгиба:



Предварительный расчет и проектирование и валов. Ведущий вал-червяк

Крутящий момент Т₁=5,5 Нм.

Диаметр входного конца ведущего вала

(4,1)

где - допускаемое напряжение на кручение, для червяка =18 МПа

d_1.

Находим диаметры каждого участка вала:

d₂=11,5+3,5=15мм;d₃=15+5=20мм;d₄=20+5=25мм;d₅=35мм; (4,2)

d₆=d₃=20мм.

Находим длину каждого участка вала:

l₁=1,5*d₁=1,5*11,5=17.25мм, принимаем l₁=18мм; (4,3)

l₂=1,5*d₂=1,5*15=22.5мм;l₃=15мм;l₄=5мм;l₅=25мм;l₆=l₃=15мм.

Ведомый вал

Крутящий момент Т₂=26,4Нм.

Наименьший диаметр вала



= = 19,5мм. (4,4)

где - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПа.

примем d₁=20мм.

Находим диаметры всех участков вала:

d₂=20+5=25мм;d₃=35мм;d₄=50мм;d₅=35мм;d₆=d₂=25мм;d₇=20мм. (4.5)

Находим длины каждого участка:

l₁=B₂=20мм;l₂=17мм;l₃=5мм;l₄=28мм;l₅=5мм;l₆=l₂=17мм;l₇=15мм. (4.6)

Выходной вал

Крутящий момент 999,7Нм.

Диаметр входного конца ведущего вала

= = 65,6мм. (4.7)

где - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПа.

примем d₁=70мм;

Находим диаметры на всех участках вала:

d₂=d₁+5=20+5=25мм; d₃=85мм;d₄=90мм;d₅=100мм;d₆=85мм. (4.8)



Находим длины на всех участках вала:

l₁=1,5*d₁=1,5*70=105мм; l₂=1,5*d₂=1,5*75=111,2мм;l₃=41мм;

l₄=39мм; l₅=5мм;l₆=41мм.

Уточненный расчет валов

Ведущий вал-червяк

Материал червяка сталь 45 улучшенная до НRC 50. По таблице 3,3 при диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d₁=11,5мм) среднее значение у_b-800 МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,35930+(70-120)=275,5 МПа. (5,1)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58275,5=159,79 МПа. (5,2)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5,3)

где - момент сопротивления кручению



= мм³. (5.4)

10,4 МПа.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

у_V= . (5.5)

Изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

= (5.6)

у_V=

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.7)

где - эффективный коэффициент концентрации 1,7 по таблице 8,5; - масштабный фактор 0,92 по таблице 8,8;

= 0,1; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, осевая нагрузка на вал отсутствует = 0 .



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(5.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(5.9)

Промежуточный вал

Материал вала сталь 45 нормализованная; у_b-800 МПа по таблице 3,3. Сечение Б-Б. Диаметры вала в этих сечениях 20мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,43800=344МПа. (5.10)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58344=199,52МПа. (5.11)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5.12) где - момент сопротивления кручению



=1427 мм³. (5.13)

9,2 МПа.

Суммарный изгибающий момент сечении В-В

* = (5.14)

Амплитуды цикла нормальных напряжений

у_VБ-Б=; (5.15)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.16)

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

1,8 по таблице 8,5; - масштабный фактор для нормальных напряжений

=0,92 по таблице 8,8; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают= 0.



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (5.17)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжении1,7 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений=0,83 по таблице 8,8

Результирующие коэффициенты запаса прочности:

(5.18)

Выходной вал

Материал вала сталь 45 нормализованная; у_b-730 МПа по таблице 3,3. Сечение В-В. Диаметры валов в этих сечениях: В-В- 90мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.



Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,43730=314МПа. (5.19)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58314=182МПа. (5.20)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5.21)

где - момент сопротивления кручению

= , (5.22)

=134865 мм³.

3,7 МПа.

Суммарный изгибающий момент сечении В-В

=

Амплитуды цикла нормальных напряжений



у_VВ-В=;

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.24)

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

1,75 по таблице 8,5; - масштабный фактор для нормальных напряжений =0,70; по таблице 8,8; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают= 0.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (5.25)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжени1,6 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений=0,62; 8,8



Результирующие коэффициенты запаса прочности:

(5.26)

Проверка долговечности подшипников

Рис.

На рисунке 3 показана схема к расчету подшипников ведущего вала.

Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .

В плоскости ХZ:

.

(6,1)

F_t1 =F_а2===349,2Н. (6,2)



Н.

. (6,3)

=-174,6Н.

В плоскости УZ:

. (6,4)

(6,5)

F_r1= F_r2=F_t1tga=0,36349,2=125,7H.

=174,6Н.

. (6,7)

=62,8Н. (6,8)

Суммарные реакции:

(6,9)

(6,10)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

, (6,11)

где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,15 из таблицы 9,20 . Из таблицы 9,18 Х=1; У=0

.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

(6,12)

Расчетная долговечность подшипника в часах:

(6.13)

где п₁ = 2931 мин^-1 частота вращения ведущего вала.

20499,6ч.< t (6,14)

Рисунок 4-схема к расчету подшипников промежуточного вала



Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .

В плоскости УZ:

.

(6,15)

F_t3===1320Н. (6,16)

F_r3===475,2Н. (6,17)

. (6,18)

(6,19)

В плоскости ХZ:

. (6,20)

. (6,22)

(6,23)

Суммарные реакции:

(6,24)



(6,25)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

, (6.26)

где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки Х=1; У=0 из таблицы 9,18 ; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .

Н=2,52кН.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

(6,27)

Расчетная долговечность подшипника в часах:

(6.28)

307567ч.t (6.29)



Рис.

На рисунке 7 показана схема к расчету подшипников выходного вала

Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ.

В плоскости ХZ:

. (6,30)

(6,31)

F_t1 ===4165Н. (6,32)

. (6,33)

(6,34)

В плоскости УZ:

. (6,35)

(6,36)



F_r===1499,4Н. (6,37)

. (6,38)

= (6,39)

Суммарные реакции:

(6,40)

(6,41)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

(6,42)

где - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,4 из таблицы 9,19 ; - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .

Н.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

(6,43)

Расчетная долговечность подшипника в часах:



(6.44)

t.

Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А0,73м². Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

(7.1)

где - температура масла ^оС; - температура окружающей среды

=20 ^оС; подводимая мошьность.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи =17Вт/(м^{2 о}С).

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТУ 23360-78 таблица 8.9. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности по формуле:

, (8,1)



где d - диаметр вала в месте установки шпонки; - рабочая длина шпонки.

Ведущий вал: d=11,5мм; bh=4мм; t₁=2,5мм;

длинна шпонки l=8мм

Так как > , принимаем 2 шпонки расположенные через 180⁰

Промежуточный вал состоит из двух шпонок под червячным и под зубчатым колесом -одинаково нагруженных. Проверяем шпонку под червячным и зубчатым колесом: d=20мм; bh=6мм; t₁=3,5мм;

длинна шпонки l=16мм.

Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 180⁰.

Выходной вал: d=90мм; bh=25мм; t₁=9мм; длинна шпонки l=70мм.

Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 180⁰.



Смазка редуктора

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По таблице 10.9 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях =150МПа, скорости скольжения рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 22м²/с по таблице 10.8 . По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-20А. Объем масла принимаем из расчета 0,7 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности, получаем 5,2 литра.

Для контроля уровня масла применяем фонарный масло указатель.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазе удерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя 471В4У3 мощностью 0,75 кВт, двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего вала-зубчатой передачи и параллельно расположенной на промежуточном и ведомом вале червячной передачи. Валы установлены на шариковых однорядных подшипниках, радиально-конических однорядных подшипниках.

В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы валы, зубчатые колеса, определены контактные напряжения и напряжения изгиба, выбраны подшипники и произведен их расчет на долговечность, проверены на прочность шпоночные соединения, выбраны посадки для соединения деталей, произведен уточненный расчет валов, тепловой расчет, выбор сорта масла.



Библиографический список

1. http://www.str-t.ru/articles/61/

2. Адигамов, К.А. «Курсовое проектирование деталей машин» (учебно-методическое пособие). ЮРГУЭС, 2006.

3. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. «Детали машин» (Курсовое проектирование). Высшая школа, 2003.

4. С.Ч Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П.Козинцов. «Курсовое проектирование детали машин» (учебное пособие для учащихся) ООО ТИД Альянс, 2005.

5. Временный творческий коллективов при Учебно-методическом управлении ЮРГУЭС. «Стандарт организации, Выпускные квалификационные работы.

Размещено на Allbest.ru