Привод ленточного транспортера - Курсовая работа

Исходные данные: Мощность на ведомом валу привода - РВЫХ = 5 КВТ; Частота вращения ведомого вала привода - NВЫХ = 70 об/мин;Крутящий момент от электродвигателя на ведущий вал передается плоскоременной передачей, от ведомого вала на вал рабочей машины - посредством муфты. Определяем срок службы привода. Ресурс привода определяем по формуле [2, стр. Определяем силовые и кинематические параметры привода по формулам [2, стр. Определяем суммарные радиальные реакции в опорах: Определяем значения моментовПри работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей. Проектный расчет зубчатой передачи выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передачи проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых колес в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин» базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин - математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируются по следующим признакам: по типу передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые);

по типу колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические);

по расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

В данной работе проектируется одноступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор с прямозубыми колесами.

Крутящий момент от электродвигателя на ведущий вал передается плоскоременной передачей, от ведомого вала на вал рабочей машины - посредством муфты.

1. Кинематический расчет привода

Определяем срок службы привода. Принимаем сменность привода Lc = 2; длительность смены tc = 8. Ресурс привода определяем по формуле [2, стр. 36]: Lh = 365 • Т • Кг • Кс • tc • Lc = 365 • 7 • 0,8 • 0,35 • 8 • 2 = 11446 ч (1)

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда срок общий ресурс привода Lh = 9729 ч.

Определяем требуемую мощность рабочей машины [2, стр. 39]: (2) где ?общ - коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД [2, стр. 39]: (3)

Частные КПД выбираем по таблице 2.2 [2, стр. 40]: 0,96 - КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи;

0,95 - КПД ременной передачи;

0,99 - КПД пары подшипников качения;

0,99 - КПД муфты.

Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общее КПД привода:

Принимаем по ГОСТ 19532-81 [1, стр. 390] электродвигатель серии 4А132М6 мощностью Рдв = 7,5 КВТ, частотой вращения NДВ = 968 об/мин.

Определяем передаточное число привода [2, стр. 41]: = = 13,83 (4)

Принимаем по СТ СЭВ 221-75 [2, стр. 43] передаточное число редуктора up = 3,15, тогда передаточное число открытой передачи: = (5)

Полученное значение согласуется с рекомендованным [2, стр. 43].

Определяем силовые и кинематические параметры привода по формулам [2, стр. 45-46]: Частота вращения: NДВ = 968 об/мин (6) n1 = NДВ = 968 об/мин (7) n2 = = = 220 об/мин (8)

NPM = = = 70 об/мин (9)

Угловая скорость: 101,3 рад/с (10)

23,0 рад/с (11)

= 7,3 рад/с (12)

Вращающий момент: Тдв = = = 74 Нм (13)

T1 = Тдв · UОП · ?ОП · ?ПО = 74 • 4,4 · 0,95 · 0,99 = 306 Нм (14)

? = 306 · 3,15 · 0,96 · 0,99? = 907 Нм (15)

ТРМ = T2 • ?м • 907 • 0,99 • 0,99 = 907 · 0,99 · 0,99 = 889 Нм (16)

Таблица 1 - Результаты кинематического расчета привода

Параметр Передача Параметр Вал

Закрытая Открытая ДВ Редуктора РМ

Б Т

Передаточное число u 3,15 4,4 Угловая скорость ?, рад/с 101,3 23 7,3 7,3

КПД ? 0,96 0,95 Частота вращения n, об/мин 968 220 70 70

Вращающий момент Т, Нм 74 306 907 889

2. Проектирование и расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

Принимаем сталь 45 [2, стр. 53] со следующими характеристиками: Таблица 2 - Характеристика механических свойств стали

Элемент передачи Марка стали Термообработка НВ1 sв s-1 SH SF

НВ2 Н/мм?

Шестерня 45 Улучшение 250 780 540 481 237

Колеса 45 Улучшение 230

Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KHL = 1 [2, стр. 55]. По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 55] определяем допускаемые контактные напряжения: [?]H1 = KHL · 1,8 • 250 67 = 517 МПА (17)

[?]H2 = KHL · 1,8 • 230 67 = 481 МПА (18)

Расчет для передач с прямыми зубьями при разности прочности НВ1-НВ2 = 20…50 ведется по наименьшему значению, т.е. по [?]H2 = 481 МПА. Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KFL = 1 [2, стр. 56]. По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 56] определяем допускаемые напряжения на изгибную прочность: [?]F1 = KFL • 1,03 · НВ1 = 1 • 1,03 · 250 = 258 МПА (19)

[?]F2 = KFL • 1,03 · НВ2 = 1 • 1,03 · 230 = 237 МПА (20)

2.2 Определение предварительных размеров зубчатых колес

Определяем главный параметр - межосевое расстояние [2, стр. 61]:

(21) где Ка - вспомогательный коэффициент; Ка = 49,5 - для прямозубых передач [2, стр. 61];

KH? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем для приработавшихся колес KH? = 1 [2, стр. 61];

?a - коэффициент ширины зубчатого венца, принимаемый в пределах 0,28…0,36 для симметрично расположенных закрытых цилиндрических передач. Принимаем ?a = 0,4 [2, стр. 61].

= 205 мм

Принимаем по табл. 4.1 aw = 200 мм [2, стр. 60].

Определяем модуль зацепления: m ? (22) где Km - вспомогательный коэффициент, равный 6,8 [2, стр. 62];

d2 - делительный диаметр колеса [2, стр. 61]: d2 = = = 304,0 мм (23) b2 - ширина колеса [2, стр. 62]: b2 ? ?а · aw = 0,4 • 200 = 88 мм (24) m = = 1,95

Принимаем по стандартному ряду m = 4 мм.

Определяем суммарное количество зубьев [2, стр. 60]:

100 (25)

Число зубьев шестерни определяем по формуле [2, стр. 60]: (26)

Число зубьев колеса [2, стр. 60]: (27)

Вычисляем фактическое передаточное отношение [2, стр. 60]: (28)

Определяем отклонение от принятого [2, стр. 60]: ? 4% (29)

Проверяем фактическое межосевое расстояние: мм (30)

Определяем основные геометрические параметры передачи [2, стр. 60-61]: Для шестерни: Диаметр делительный мм (31)

Диаметр вершин зубьев мм (32)

Диаметр впадин зубьев мм (33)

Ширина венца

Ошибка! Закладка не определена. мм (34)

Для колеса: Диаметр вершин зубьев мм (35)

Диаметр впадин зубьев мм (36)

Рисунок 1 - Геометрические параметры типовой цилиндрической передачи

2.3 Определение усилий в зацеплении

Определяем силы в полосе зацепления зубчатых колес [2, стр. 97]: Окружная сила: (37)

Радиальная сила: Ошибка! Закладка не определена. (38)

Осевая сила: (39)

Рисунок 2 - Схема сил в зацеплении

2.4 Предварительный расчет валов

Выбираем в качестве материала валов сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Принимаем допускаемое напряжение кручения [?]К в интервале 20…40 МПА.

Диаметр первой ступени вала определяем по формуле [2, стр. 108]:

(40)

Ведущий вал: 37 мм

Принимаем d1 = 36 мм

Ведомый вал

48 мм

Принимаем d2 = 45 мм

Остальные диаметры и линейные размеры валов выбираем с учетом стандарта СТ СЭВ 514-77 исходя из эскизной компоновки редуктора.

2.5 Выбор подшипников

Подшипники выбираем по таблицам К27 - К30 [2, стр. 410-417].

Ведущий вал - шарикоподшипник серии 309: d = 45 мм, .

Ведомый вал - шарикоподшипник 213: d = 65 мм, .

3. Проверочные расчеты передач редуктора

Проверяем межосевое расстояние [2, стр. 61]: мм (41)

Определяем окружную скорость колеса [2, стр. 61]: 3,5 м/с (42)

Принимаем по табл. 4.2 8 степень точности [2, стр. 62].

Проверяем условие по контактной прочности : (43) где К - вспомогательный коэффициент. Принимаем К = 436 для прямозубой передачи.

KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по зубьям. Принимаем для прямозубой передачи KH? = 1;

KHV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости передачи V, м/с, и степени точности передачи. Принимаем по табл. 4.3 [2, стр. 62] KHV = 1,185.

= 478 МПА

Вычисляем отклонение [2, стр. 62]: % (44)

Условие прочности выполняется, т.к. отклонение нагрузки находится в допустимых пределах (-10… 5)%.

Проверяем выполнение изгибной прочности зубьев шестерни и колеса [2, стр. 63]: (45)

(46) где KF? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем методом интерполирования KF? = 0,91 [2, стр. 63];

KF? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем KH? = 1 для приработавшихся колес.

KFV - коэффициент динамической нагрузки. По таблице 4.3 [2, стр. 62] принимаем KFV = 1,67.

YF1, YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По табл. 4.4 [2, стр. 64] принимаем для z1 = 24 - YF1 = 3,92; для z2 = 76 - YF2 = 3,61.

Y? - коэффициент, учитывающий наклон зуба [2, стр. 64]: Y? = 1 - = 1 - = 1,00 (47)

Условия прочности выполняются.

4. Уточненный расчет валов

4.1 Определение долговечности подшипников

Определяем опорные реакции на ведущем валу. Принимаем из эскизной компоновки: lб = 160 мм, lбк = 96 мм. Консольная сила на быстроходном валу от ременной передачи Fбк = 427 Нм.

Вертикальная плоскость: Ya = Yb = 0,5 · Fr = 0,5 • 2171 = 1086 Н

Горизонтальная плоскость

?MA = 0; Xb • lб - Ft • 0,5 • lб Fбк • lбк = 0

Xb = = = 2727 Н

?MВ = 0; -Xa · lб Ft · 0,5 • lб Fбк · (lб lбк) = 0

Xa = = = 3667 Н

Проверка: ?FX = 0; Xb - Ft Xa - Fбк = 0

2727 - 5967 3667 - 427 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

Определяем значения моментов

Вертикальная плоскость: My1 = 0 Нм; My4 = 0 Нм

My2 = Xb • 0,5 • lб = 2727 · 0,5 • 160 /1000 = 218 Нм

My3 = Xb • lб - Ft • 0,5 • lб = (2727 • 160 - 5967 • 0,5 • 160) /1000 = -41 Нм

Горизонтальная плоскость

Mx1 = 0 Нм; Mx3 = 0 Нм; Mx4 = 0 Нм

Mx2 = Yb • 0,5 • lб = 1086 • 0,5 • 160 /1000 = 87 Нм

Крутящий момент Т = 306 Нм

Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала

Определяем реакции в опорах ведомого вала. Принимаем из эскизной компоновки lt = 160 мм, ltk = 126 мм. Консольная сила от муфты Ftk = 3012 Нм.

Вертикальная плоскость

Ус = Yd = 0,5 · Fr = 0,5 • 2171 = 1086 Н

Горизонтальная плоскость

?MС = 0; Xd · lt - Ft · 0,5 • lt Ftk · ltk = 0

Xd = = = 612 Н

?MD = 0; -Xc · lt Ft · 0,5 • lt Ftk · (ltk lt) = 0

Xc = = = 8367

Проверка: ?FX = 0; Xd - Ft Xc - Ftk = 0

612 - 5967 8367 - 3012 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах: Rc = = = 8437 Н

Rd = = = 1247 Н

Определяем значения моментов

Вертикальная плоскость: My1 = 0 Нм

My2 = Xd • 0,5 • lt = 612 • 0,5 • 160 /1000 = 49 Нм

My3 = Xd • lt - Ft · 0,5 • lt = (612 • 160 - 5967 • 0,5 • 160) /1000 = -379 Нм

My4 = 0 Нм

Горизонтальная плоскость

Mx1 = 0 Нм; Mx3 = 0 Нм; Mx4 = 0 Нм;

Mx2 = Yd • 0,5 • lt = 1086 • 0,5 • 160 /1000 = 87 Нм

Крутящий момент Т = 907 Нм

Рисунок 4 - Расчетная схема ведомого вала

Подшипник пригоден при условии [2, стр. 128]: (48)

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность [2, стр. 128]: (49) где Re - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени. = 3 - для шариковых подшипников;

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формулам, приведенным в таблице 9.1 [2, стр. 129]: Re = X · V · Rr · Кб · Кт (50) где V - коэффициент вращения, принимаем V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;

Rr - радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре;

Кб - коэффициент безопасности. По табл. 9.4 [2, стр. 133] в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 1,1;

Кт - температурный коэффициент. При t ? 100? C, принимаем по табл. 9.5 Кт = 1 [2, стр. 135].

Ведущий вал

Re = 1 · 3824 · 1,1 · 1 = 4206 Н

36701Н < 52700 Н

Подшипник 309 пригоден для эксплуатации в течение всего срока службы.

Ведомый вал

Re = 1 · 8437 · 1,1 · 1 = 9281 Н

Н < 56000 Н

Подшипник 213 пригоден для эксплуатации в течение всего срока службы.

4.2 Проверка запаса прочности и выносливости

Ведущий вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (2-2) и под подшипниковой опорой 3-3, смежной с консольной нагрузкой.

Сечение 2-2. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении: М = = = 235 Нм (51)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]: Wнетто = = = 342950 мм? (52)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]: ?А = ?И = = = 68,52 МПА (53)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]: W?нетто = 0,2 • df? = 0,2 • 86? = 159014 мм? (54)

Касательные напряжения [2, стр. 255]:

?А = = = = 96,22 МПА (55)

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [2, стр. 256,257]: К?d = (56)

К?d = (57) где К? и К? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [2, стр. 257];

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 258];

Kf - коэффициент влияния шероховатости [2, табл. 11.4];

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения [2, табл. 11.5].

Принимаем К? = 1,66, К? = 1,56, Kd = 0,73, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

К?d = = 1,4

К?d = = 1,3

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]: (?-1)d = ?-1 / К?d = 540 / 1,4 = 540,0 МПА (58)

(?-1)d = 0,58 • ?-1 / К?d = 313,2 / 1,3 = 324 МПА (59)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]: S? = = = 6,9 (60)

S? = = = 2,4 (61)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]: S = = = 2,3 (62)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Сечение 3-3. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении: М = = = 41 Нм (63)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]: Wнетто = 0,1 • d? = 0,1 • 45? = 9112 мм? (64)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]: ?А = ?И = = = 45,00 МПА (65)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]: W?нетто = 0,2 • d? = 0,2 • 45? = 18225 мм? (66)

Касательные напряжения [2, стр. 255]: ?А = = = = 83,95 МПА (67)

Принимаем К? = 1,62, К? = 1,54, Kd = 0,83, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

К?d = = 1,2 (68)

К?d = = 1,2 (69)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]: (?-1)d = ?-1 / К?d = 540 / 1,2 = 450,0 МПА (70)

(?-1)d = 0,58 • ?-1 / К?d = 313,2 / 1,2 = 261 МПА (71)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]: S? = = = 10,0 (72)

S? = = = 3,1 (73)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]: S = = = 3,0 (74)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Ведомый вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (4-4) и под подшипниковой опорой (5-5), смежной с консольной нагрузкой.

Сечение 4-4. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении: привод муфта редуктор передача

М = = = 100 Нм (75)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]: Wнетто = 0,1 • d? - (76)

Wнетто = 0,1 • 71? - = 3869437 мм?

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]: ?А = ?И = = = 25,84 МПА (77)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]: W?нетто = 0,2 • d? - (78)

W?нетто = 0,2 • 71? - = 3905228 мм?

Касательные напряжения [2, стр. 255]: ?А = = = = 116,13 МПА (79)

Принимаем К? = 1,6, К? = 1,5, Kd = 0,77, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

К?d = = 1,3 (80)

К?d = = 1,2 (81)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]: (?-1)d = ?-1 / К?d = 540 / 1,3 = 415,4 МПА (82)

(?-1)d = 0,58 • ?-1 / К?d = 313,2 / 1,2 = 261 МПА (83)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]: S? = = = 16,1 (84)

S? = = = 2,2 (85)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]: S = = = 2,2 (86)

Условие прочности выполняется, т.к. S находится в допустимых пределах 1,5…3.

Сечение 5-5. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении: М = = = 379 Нм (87)

Определяем осевой момент в сечении [2, стр. 256]: Wнетто = 0,1 • d? = 0,1 • 65? = 27463 мм? (88)

Определяем напряжение в опасном сечении [2, стр. 255]: ?А = ?И = = = 138,00 МПА (89)

Определяем полярный момент в сечении [2, стр. 256]: W?нетто = 0,2 • d? = 0,2 • 65? = 54925 мм? (90)

Касательные напряжения [2, стр. 255]: ?А = = = = 82,57 МПА (91)

Принимаем К? = 1,45, К? = 1,32, Kd = 0,78, Kf = 1,0, Ку = 1,6.

К?d = = 1,2 (92)

К?d = = 1,1 (93)

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2, стр. 259]: (?-1)d = ?-1 / К?d = 540 / 1,2 = 450,0 МПА (94)

(?-1)d = 0,58 • ?-1 / К?d = 313,2 / 1,1 = 285 МПА (95)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2, стр. 259]: S? = = = 3,3 (96)

S? = = = 3,5 (97)

Определяем общий коэффициент запаса прочности [2, стр. 259]: S = = = 2,7 (98)

Условие прочности выполняется, т.к. S > [S].

5. Проектирование и расчет ременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [1, стр. 137]: d1 ? 6 · = 6 · = 251,9 мм (99)

Принимаем по ГОСТ 17383-73 [1, стр. 120] d1 = 250 мм.

Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [1, стр. 125]: (100) где ? = (0,01…0,02) - коэффициент упругого скольжения.

(101)

По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 1120 мм.

Определяем фактическое передаточное отношение: (102)

Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного: (103)

% < 4%

Отклонение находится в допустимых пределах.

Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.5 [1, стр. 125]

(104)

Угол обхвата определяем по формуле 7.6 [1, стр. 125]: (105)

Синус угла обхвата 0,309

Определяем длину ремня по формуле 7.7 [1, стр. 125]: (106)

Вычисляем скорость ремня по формуле 7.8 [1, стр. 126]: (107)

Окружную силу определяем по формуле 7.9 [1, стр. 126]: Ft = = = 447 Нм (108)

Из табл. 7.1 [1, стр. 119] выбираем ремень БКНЛ с прокладками из нитей полиэфира и хлопка с числом прокладок z = 4, толщиной прокладки ?0 = 1,2 мм, наибольшей допускаемой нагрузкой р0 = 3 Н/мм.

Проверяем выполнение условия [1, стр. 126]: z · ?0 ? 0,025 · d1 (109)

4,8 мм < 6,25 мм

Условие выполняется.

Коэффициент угла обхвата определяем по формуле 7.14 [1, стр. 126]: С? = 1 - 0,003 · (1 - ?1) = 1- 0,003 · (180 - 162) = 0,95 (110)

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня определяем по формуле 7.15 [1, стр. 126]: Cv = 1,04 - 0,0004 · v? = 1,04 - 0,0004 · 12,7? = 1,03 (111)

Коэффициент условий работы Ср = 0,9 [1, табл. 7.4].

Коэффициент, учитывающий угол наклона центров C? = 1 при наклоне до 60°.

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки определяем по формуле 7.13 [1, стр. 126]: [р] = р0 · С? · Cv · Ср · C? = 3 · 0,95 · 1,03 · 0,9 · 1 = 2,64 (112)

Ширину ремня определяем по формуле 7.12 [1, стр. 126]: b ? = = 42 мм (113)

По таблице 7.1 [1, стр. 119] принимаем b = 45 мм.

Предварительное натяжение ремня определяем по формуле 7.11 [1, стр. 126]: F0 = ?0 · b · z · ?0 = 1,8 · 45 · 4,8 = 216 Н (114)

Натяжение ветвей по формуле 7.10 [1, стр. 126]: F1 = F0 0,5 · Ft = 216 0,5 · 447 = 440 Н (115)

F2 = F0 - 0,5 · Ft = 216 - 0,5 · 447 = -8 Н (116)

Напряжение от силы F1 определяем по формуле 7.19 [1, стр. 126]: ?1 = = = 2,0 МПА (117)

Напряжение изгиба определяем по формуле 7.20 [1, стр. 126]: ?И = Еи · = 100 · = 1,9 МПА (118)

Напряжение от центробежной силы по формуле 7.21 [1, стр. 126]: ?v = ? · v? · 10-6 = 1100 · 12,7? · 10-6 = 0,2 МПА (119)

Максимальное напряжение определяем по формуле 7.18 [1, стр. 126]:

?MAX = ?1 · ?И · ?v = 2 1,9 0,2 = 4,1 МПА (120)

Условие ?MAX ? 7 МПА выполняется.

Проверку долговечности ремня определяем по формуле 7.22 [1, стр. 126]: число пробегов: ? = = = 1,6 с-1 (121) коэффициент, учитывающий влияние угла передачи: Ci = 1,5 · = 1,5 · = 2,46 (122) коэффициент нагрузки Сн = 2 при периодически изменяющейся нагрузки.

Но = = = 6667 ч (123)

Условие долговечности выполняется, т.к. [Но] = 2000 ч.

Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [1, стр. 138]: Fв = 3 · Fo · sin = 3 · 216 · sin 81 = 427 Н (124)

6. Конструирование корпуса редуктора

Расчет ведем по формулам из табл. 10.2 [1, стр. 241].

Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора: ? = 0,025 · aw 1 ? 8 мм (125)

Принимаем толщину стенки

Определяем расстояние от внутренней стенки редуктора: до боковой поверхности вращающейся части

= (1,0…1,2) · 8 = 8 … 10 мм (126) до боковой поверхности подшипника качения

(127)

Принимаем

Определяем радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора: = 1,2 · 8 = 10 мм (128)

Определяем расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора: (129)

Принимаем

Определяем ширину фланцев S, соединяемых болтом диаметром : (130)

Gри принимаем k = 28 мм.

(131)

Принимаем толщину фланца боковой крышки .

Принимаем высоту головки болта: = 0,8 · 12 = 10 мм (132)

Принимаем толщину фланца втулки

7. Подбор муфты

Определяем расчетный момент [2, стр. 237]: Тр = Кр • Т (133) где Кр - коэффициент режима нагрузки. Выбираем по табл. 10.26 Кр = 1,25 [2, стр. 237].

Тр = 1,25 • 907 = 1134 Нм

Для вычисленного расчетного момента и диаметра вала 56 мм выбираем по табл. К21 [2, стр. 400] МУВП 1500-56-1.1-63-II2-УЗ ГОСТ 21424-93.

Определяем консольную силу, действующую на вал [2, стр. 98]: Fm = 100 · = 3012 Нм (134)

Рисунок 5 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

8. Расчет шпоночных соединений

Производим расчет шпонок на смятие по формуле 8.22 [1, стр. 170]: (135)

Где h - высота сечения шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

[?см] - допускаемое напряжение на смятие, [?см] = 100…190 МПА - при стальной ступице.

[?см] = 70…90 МПА - при чугунной ступице.

Результаты расчета приведены в таблице 3.

Таблица 3 - Проверочный расчет шпоночных соединений

Параметр Условное обозначение Место установки

Шкив Колесо Муфта

Передаваемый момент, Нм Т 306 907 907

Диаметр вала, мм d 36 71 56

Длина шпонки, мм l 45 90 70

Ширина шпонки, мм b 10 18 16

Высота сечения шпонки, мм h 8 11 10

Глубина паза, мм t1 4 6,5 5,5

Напряжение на смятие, МПА ?см 121 79 133

Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.

9. Выбор способа смазки и сорта масла

При окружной скорости колеса v = 3,5 м/с и контактном напряжении ?Н = 478 МПА по табл. 10.2 [2, стр. 241] принимаем И-Г-А-46 - масло индустриальное для гидравлических систем без присадок.

Объем масла определяем по зависимости [2, стр. 241]: V = (0,4…0,8) • Рдв = 3,0…6,0 л (136)

Принимаем объем масла V = 5 л.

Выбираем для подшипников качения консталин жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73. Смазочный материал набивают в подшипники вручную при снятой крышке подшипникового узла. Смену смазки производят при ремонте.

10. Порядок сборки 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.

Кольца, втулки, колеса и подшипники нагревают в масле до температуры 100° С. В шпоночные пазы валов запрессовывают шпонки; устанавливают зубчатые колеса, маслоотбойные кольца и подшипники на соответствующие участки валов.

Собранные узлы устанавливают в корпус. Фланцевые стыки покрывают герметиком. Одевают крышку корпуса, центрируя ее штифтами. Затягивают болты. В подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников. Ввертывают сливную пробку с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель.

При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации.

Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885-76 и 12289-76.

Проектный расчет зубчатой передачи выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передачи проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются.

При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых колес в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.

Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Для смазки подшипников валов применена раздельная от передачи смазка пластичным материалом (Литол-24).

Для соединения вала редуктора с приводным валом ленточного конвейера была выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

1. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М, Чернин и др. - 2-е изд., переработанное и дополненное. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. - М.: ВШ, 1991. - 432 с.

Размещено на .ru