Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕФЕРАТ

Курсовой проект содержит 42 с., 6 таблиц, 4 рисунка, 4 источника.

ПРИВОД, ДВИГАТЕЛЬ, ШКИВ, РЕДУКТОР, ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, ПОДШИПНИК, КОРПУС, ФЛАНЕЦ, БОЛТ, МАСЛО, РЕМЕНЬ.

В курсовом проекте произведена конструктивная разработка привода к ленточному конвейеру. Выполнены расчеты на прочность различных деталей редуктора: таких как зубчатое колесо, валы, подшипники. Проведены конструкторские расчеты шпоночных соединений. Рассчитана клиноременная передача.



СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Расчет и конструирование

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.2 Расчёт клиноременной передачи

1.3 Расчёт зубчатых колёс

1.4 Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников

1.5 Конструктивные размеры шестерни и колеса

1.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.7 Первый этап компоновки

1.8 Проверка долговечности подшипников

1.9 Выбор муфты

1.10 Расчёт шпонок на смятие

1.11 Уточнённый расчет валов

2. Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников

3. Выбор сорта масла

4. Сборка редуктора

Заключение

Библиографический список



ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта является разработка привода к ленточному конвейеру, конструирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим (рисунок 1).

1 - электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - одноступенчатый цилиндрический редуктор; 5 - ленточный конвейер.

Рисунок 1 - Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей.

Основные характеристики редуктора -- КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.

Цилиндрический редуктор общемашиностроительного назначения используется для передачи вращательного движения между валами расположенными параллельно друг к другу. Установленный в различных агрегатах и механизмах цилиндрический редуктор способен снизить частоту вращения, и в тоже время увеличить крутящий момент.

В данном курсовом проекте будет использована клиноременная передача.

Клиноременная передача - один из видов ременной передачи.

В клиноременной передаче гибкая связь осуществляется приводным ремнем трапециевидного сечения с углом профиля, равном 40° (в недеформированном состоянии). По сравнению с плоским ремнем клиновидный ремень передает большие тяговые усилия, но передача с таким ремнем имеет пониженный КПД.

Достоинства ременных передач:

* простота конструкции и малая стоимость;

* возможность передачи мощности на значительные расстояния (до 15 метров);

* плавность и бесшумность работы;

* смягчение вибрации и толчков вследствие упругой вытяжки ремня.

Недостатки ременных передач:

* большие габаритные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей;

* малая долговечность ремня в быстроходных передачах;

* большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня;.

* отсутствие в необходимости смазки;

* малая стоимость.

1. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Для выбора электродвигателя необходимо знать примерную мощность, требуемую на входном валу привода. Коэффициент полезного действия механических передач определяется отношением мощности на выходном валу к мощности на входном валу:

где - коэффициент полезного действия (КПД) привода;

- требуемая мощность на выходном валу редуктора;

Р - требуемая мощность двигателя.

Используя формулу (1) выразим требуемую мощность двигателя:

КПД привода определяется произведением КПД передач, входящих в кинематическую систему, а так же потерями на трение в опорах на трение каждого вала (3):

КПД зубчатой передачи .

КПД ременной передачи .

Коэффициент трения в опорах

Зная КПД, выразим из выражения (2) требуемую мощность:

В соответствие с ГОСТ 19523 - 81 подберём электродвигатель требуемой мощности. Выбираем электродвигатель АО2 - 51 - 6, с параметрами Р_дв= 5,5 кВт,частотой вращения n =970 об/мин и диаметром вала.

Угловая скорость двигателя :

Определяем передаточное отношение:

Намечаем для редуктора тогда для клиноременной передачи:

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора (рисунок 2, вал В):

А - вал электродвигателя; В - ведущий вал редуктора; С - ведомый вал редуктора и вал барабана

Рисунок 2 - Кинематическая схема привода.

Полученные результату поместим в таблицу.

Таблица 1 - Кинематические характеристики валов привода

Вал	n, об/мин	, с-1
А	966
В	483
С	69	7,22

1.2 Расчет клиноременной передачи

При выборе между плоскоременной и клиноременной передачей, предпочтение отдано клиноременной, так как применение клинового ремня позволяет увеличить тяговую способность передачи за счет повышения трения, при этом сцепление с поверхностью шкива увеличится примерно в три раза.

Исходные данные для расчета:

- передаваемая мощность Р = 3,3 кВт,

- частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв= 970 об/мин,

- передаточное отношение i_к.р.= 2,1,

- скольжение ремня = 0,01.

1 В зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности Р= 3,3 кВт принимаем сечение клинового ремня О.

2 Вращающий момент:

3 Диаметр меньшего шкива определим по эмпирической формуле:

(17)

Полученный результат округлим до стандартного значения. Принимаем значение диаметра меньшего шкива .

4 Диаметр большего шкива:

5 Уточненное передаточное отношение

При этом угловая скорость вала:

Расхождение с заданным значением:

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d₁=112 мм

d₂=221 мм

6 Межосевое расстояние в интервале:

где - высота сечения ремня,

Принимаем предварительное значение

7 Расчетная длина ремня:

Ближайшее значение длины ремня по стандарту

8 Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня:

Где L = 1180 мм,

9 Угол обхвата ремнем малого шкива:

10 Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передач, для привода к ленточному конвейеру при двухсменной работе С_р=1,0.

11 Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, для ремня сечения О при длине L= 1180 мм коэффициент С_L= 0,98.

12 Коэффициент влияния длины обхвата(таблица 1):

Таблица 1 - Коэффициент

	180	160	140	120	100	90	70
	1,0	0,95	0,89	0,82	0,73	0,68	0,56

При = 160°коэффициент = 0,95.

13 Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (таблица 2):

Таблица 2 - Коэффициент

z	2-3	4-6	св. 6
Сz	0,95	0,90	0,85

Предполагая, что число ремней от 2 до 3, принимаем С_z=0,9.

14 Число ремней в передаче:

где Р- мощность электродвигателя

Р_о = 3 кВт для ремня сечения В.

Принимаем число ремней z =7

15. Предварительное натяжение ветви ремня

где

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (таблица 3).

Таблица 3 - Коэффициент

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д
, Нс2/м2	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

Для сечения ремня О коэффициент =0,06 Нс²/м². Тогда:

16. Сила, действующая на вал:

17. Ширина шкивов В_ш:



1.3 Расчет зубчатых колес

Выбираем материалы для зубчатых колес. Для шестерни - сталь 45, термообработка -- улучшение, твердость НB=230. Для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твёрдость HB=200. Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов [] = 410 МПа.

Примем, коэффициент ширины венца.

Коэффициентучитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: .

Мощность на ведомом валу редуктора Найдем вращающий момент на этом валу:

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев считаем по формуле (38):

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185--66

.

Нормальный модуль:



Принимаем по ГОСТ 9563--60 .

Примем предварительно угол наклона зубьев .

Число зубьев шестерни считаем по формуле (41):

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса ширина шестерни

.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

электродвигатель вал редуктор подшипник

Коэффициент нагрузки:

При , твердости НВ<350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) коэффициент .

При и 8-й степени точности коэффициент .

Для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент .

Таким образом,.

Проверяем контактные напряжения по формуле (54):



что менее [] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

где окружная сила,

радиальная сила,

осевая сила.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (59):

Коэффициент нагрузки:

гдекоэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при_вd =2,3 НВ 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) K_F= 1,53;

коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности),.

Таким образом,

Коэффициент , учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев :

Коэффициенты и .

Определяем коэффициенты и :

где - среднее значение торцового перекрытия,

- степень точности.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяем по формуле (67):

Для объемно закаленной стали 45предел выносливости при нулевом цикле изгиба

Коэффициент безопасности:

Для стали 45 улучшенной , коэффициент для поковок и штамповок. Следовательно,

Допускаемые напряжения:

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение допускаемого напряжения к коэффициенту меньше. Найдем эти отношения.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверку на изгиб проводим для шестерни по формуле (72):

Условие прочности выполнено.

1.4 Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов, как уже было указано, проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Вращающий момент ведущего вала :



Допускаемое напряжение на кручение Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала:На выходной конец вала насаживается шкив клиноременной передачи:

Принимаем ближайшее большее значение .

Вращающий момент ведомого вала .

Допускаемое напряжение на кручение

Определим диаметр выходного конца вала :На выходной конец вала насаживается муфта:

Принимаем ближайшее большее значение .

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и . Габариты подшипников указаны в таблице 4.



Таблица 4 - Габаритные размеры подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B
	Размеры, мм
305	25	62	17
309	45	100	25

1.5 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры: ; ; .

Колесо кованное. Размеры колеса: ; ; .

Диаметр ступицы

где - диаметр вала под зубчатым колесом;

Длина ступицы

Толщина обода

Толщина диска

1.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

где a_w -- межосевое расстояние редуктора.

Принимаем и .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки. Верхний пояс корпуса:

Нижний пояс корпуса:

Диаметр болтов фундаментных . Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу . Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, крепящих крышки подшипников . Принимаем болты с резьбой М12.

1.7 Первый этап компоновки

Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

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 толщиной .

Измерением устанавливаем расстоянияи определяющие положение опор валов, относительно центральной оси. Также устанавливаем расстояние , которое определяет положение барабана конвейера относительно ближайшей опоры вала.

1.8 Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

F_t=2646 Н

F_r= 978 Н

F_a= 447 Н

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче:F_рп=898 Н.

Из первого этапа компоновки l₁ = 89 мм и l₀ =80 мм.

Реакции опор. Рассматриваем худший вариант, когда F_t и F_рпнаправлены в одну сторону:

- в плоскости хz:

Проверка:

- в плоскости yz:

Проверка:



Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре .

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники 309 средней серии:

;

;

;

Эквивалентная нагрузка:

где радиальная нагрузка,

осевая нагрузка,

коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца,

Отношение:

Отношение:

Расчетная долговечность, млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:

Таким образом расчетная долговечность больше минимально допустимой, равной 10000 ч.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

F_t=2224 Н

F_r= 836 Н

F_a= 224 Н

Из первого этапа компоновки l₂ = 89 мм и d₂ =315 мм.

Реакции опор. Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении:

- в вертикальной плоскости :

- в горизонтальной плоскости :

Проверка:

Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре .

Намечаем радиальные шарикоподшипники305 средней серии:

;

;

;

Эквивалентная нагрузка:

Отношение:

Отношение:

Расчетная долговечность, млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:



1.10 Расчет шпонок на смятие

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Произведём проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала двигателя к шкиву, .

Диаметр вала в этом месте 24 мм. Сечение шпонки мм, глубина паза мм. Длина шпонки

Напряжение смятия:

Произведём проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к зубчатому колесу, .

Диаметр вала в этом месте 58 мм. Сечение шпонки мм, глубина паза мм. Длина шпонки

Напряжение смятия:

После проведенных расчетов, выполняем второй этап компоновки.

1.11 Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями S.

Условие прочности соблюдено при SS = 2,5.

Уточненный расчет ведущего вала с диаметром и

.

Предел выносливости при изгибе:

Предел выносливости при касательных нагрузках:

Рисунок - 3 - Ведущий вал

Проверяем опасное сечение А - А:Это сечение вала под шкивом клиноременной передачи, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

k- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

_v - амплитуда цикла касательных напряжений;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла касательных напряжений, = 0,1;

_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

При диаметре , , :

Вращающий момент от шкива (консольная нагрузка):

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

k- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

_v - амплитуда цикла нормальных напряжений;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, для углеродистых сталей = 0,2, для легированных = 0,25..0,30;

_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

Рассчитываем результирующий коэффициент запаса прочности.

Уточненный расчет ведомого вала. Материал - Сталь 45нормализованная,

Предел выносливости при изгибе:

Предел выносливости при касательных нагрузках:

Рисунок - 5 - Ведущий вал

Проверяем опасное сечение А - А:

Изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению при , , :

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициенты запаса прочности:



Рассчитываем результирующий коэффициент запаса прочности.

Проверяем сечение Б - Б:

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (для диаметра вала мм):

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления кручению:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности:

Рассчитываем результирующий коэффициент запаса прочности.

1 

2. ПОСАДКИ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА, ШКИВОВ И ПОДШИПНИКОВ

Посадка зубчатого колеса на вал 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 табличными данными.

Таблица 6 - Посадки основных деталей редуктора

Рекомендуемые посадки	Пример соединения
	распорные втулки
	Муфты при тяжелых ударных нагрузках
	Шкивы и звездочки
	Распорные кольца; сальники
Отклонение отверстия	Наружные кольца подшипников качения в корпусе
Отклонение вала	Внутренние кольца подшипников качения свыше 100 мм при тяжелых ударных нагрузках

Предельные отклонения размеров посадочных поверхностей подшипников регламентированы ГОСТ 520-89. Посадки подшипников отличаются от обычных расположением и величинами полей допусков на посадочные поверхности колец.

3. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Для смазки зубчатых колес выбираем способ смазывания погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер редуктора. Данный способ используют при окружных скоростях менее 15 м/с.Уровень масла в картере редуктора должен обеспечить погружение венца колеса на глубину до двух высот зубьев, но не менее 10 мм.

В спроектированном редукторе доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен и смазку подшипников масляными брызгами осуществить нельзя. Поэтому полость подшипника отделяем от внутренней части корпуса мазеудерживающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняем на одну треть объема пластичной мазью. Для подачи в подшипниковую полость смазочного материала без снятия крышки используем пресс-масленки.

Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора используем жезловый маслоуказатель.

При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не производить разборку механизмов привода. Для этой цели в нижней части корпуса редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для имеющих место контактных напряжений и скорости V = 1,21 мс, рекомендуемая вязкость масла. Принимаем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799-75.

4. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:на ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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 этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом паронитовых прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона и закрепляют крышку.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При выполнении курсового проекта были закреплены знания, полученные за период обучения в таких дисциплинах как: и сопротивление материалов и детали машин.

При расчете был выбран электродвигатель АО2-51-6.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.



БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Дунаев, П.Ф., Леликов О.П.Детали машин. Курсовое проектирование. Пятое издание, дополненное - М.: Машиностроение, 2004. - 560 с.

2 Дунаев, П.Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин. Восьмое издание, переработанное и дополненное - М.: Академия, 2003. - 496 с.

3 Решетов, Д. Н. Детали машин. Атлас конструкций. Пятое издание, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение, 1992. - 352 с.

4 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин. Третье издание, стер. - М.: Альянс, 2005. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru