Устройство и применение редуктора для ленточного транспортера, определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов, шпоночных соединений.
Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей. 15.1 [1] КПД пары цилиндрических колес ; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения ; коэффициент учитывающий потери в муфте ; коэффициент учитывающий потери в ремне с роликами . коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по таблице 3.4 [3] при ? = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])Основными требованиями предъявляемыми к создаваемой машине были: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Редуктор двухрядный, состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - две шестерни, два колеса, валы, подшипники и прочие детали. Выходной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной вал, также посредством муфты - с транспортером. Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.
Введение
Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.
Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.
Подшипники служат опорой валов. В редукторах как правило используют подшипники качения легкой или средней серии. Подшипники выберем после определения диаметров валов под подшипники.
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, обеспечивая повышение КПД, предотвращает повышенный нагрев и износ деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Способ смазывания будет выбран после проведения расчетов и определения габаритов редуктора.
Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения несанкционированного доступа.
Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре окружающей среды от 10 до 50 C?, располагается на одном этаже с транспортером и двигателем.. Расчет требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя
2.1 Определение расчетной мощности привода
Коэффициент полезного действия привода.
По табл. 15.1 [1] КПД пары цилиндрических колес ; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения ; коэффициент учитывающий потери в муфте ; коэффициент учитывающий потери в ремне с роликами .
Общий КПД привода:
2.2 Выбор электродвигателя
Мощность на валу барабана: ;
Требуемая мощность электродвигателя: ;
Угловая скорость барабана: ;
Частота вращения барабана: ;
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полезной нагрузкой.
Пусковая требуемая мощность: ;
Эквивалентная мощность по графику нагрузки:
По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [3]) по требуемой мощности Ртр = 8,98 КВТ выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1500 об/мин 4А132М4 с параметрами Рдв =11 КВТ и скольжением
S=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Рпуск=2*7=14 КВТ - мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Рп=11,67 КВТ.
Передаточное отношение редуктора: Передаточное отношение первой ступени примем: ; соответственно второй ступени: 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Крутящие моменты.
Момент на выходном валу: , где
- требуемая мощность двигателя, КВТ;
- угловая скорость вращения двигателя, рад/с.
, рад/с.
, Н·мм.
Момент на промежуточном валу: , где - КПД второго вала;
- передаточное отношение первой ступени.
, Н·мм.
Угловая скорость промежуточного вала: , рад/с.
Момент на выходном валу: ,
где
- передаточное отношение второй ступени;
- КПД третьего вала.
, Н·мм.
Угловая скорость выходного вала: , рад/с.
Данные сведем в табл.1: Табл.1
Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин
Угловая скорость, Рад/с
Крутящий момент, Н·мм
3. Расчет зубчатых колес
3.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса
Выбираем материал со стандартными техническими свойствами: для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230;
для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц меньше - НВ 200.
3.1.1 Допускаемые контактные напряжения
, МПА, где
- предел контактной выносливости, МПА: , МПА
Для колеса: , МПА;
Для шестерни: , МПА.
- коэффициент долговечности: , здесь
- базовое число циклов напряжений;
- число циклов переменных напряжений;
Так как, число напряжений каждого зуба колеса больше базового, принимаем .
- коэффициент безопасности для, колес из нормализованной и улучшенной стали принимают .
Для шестерни: , МПА;
Для колеса: , МПА.
Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле: , МПА.
3.2 Расчет быстроходной ступени
3.2.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]): , где
- для прямозубых колес ;
- крутящий момент второго вала, Н·мм;
- передаточное отношение первой ступени;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа, с твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает значение по таблице 7.1 [1]: ;
- предельное допускаемое напряжение;
- коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для прямозубой передачи ;
;
Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .
3.2.2 Нормальный модуль
, здесь
- межосевое расстояние;
Принимаем по ГОСТ 9563-60 .
3.2.3 Число зубьев шестерни
, здесь
- межосевое расстояние, мм;
- передаточное отношение первой ступени;
- нормальный модуль, мм.
3.2.4 Число зубьев колеса
3.2.5 Диаметры делительные
Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .
Для шестерни: , мм;
Для колеса: , мм.
3.2.6 Диаметры вершин зубьев
Для шестерни: , мм.
Для колеса: , мм.
3.2.7 Ширина зуба
Для колеса: , мм.
Для шестерни: , мм.
3.2.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру
, здесь
- ширина зуба для шестерни, мм;
- делительный диаметр шестерни, мм.
3.2.9 Окружная скорость колес.
, м/с.
Степень точности передачи: для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.
3.2.10 Коэффициент нагрузки
, где
- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по таблице 3.4 [3] при ? = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент
- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;
3.2.11 Проверяем контактные напряжения
, МПА
407,2 МПА < = 408,6 МПА.
Условие прочности выполнено
3.2.12 Силы, действующие в зацеплении
В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы: Окружная: , Н.
Радиальная: , Н, Осевая нагрузка отсутствует.
3.2.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]): , где
- окружная сила, Н;
- коэффициент нагрузки, , здесь
- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости
?350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при твердости?350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п. 7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])
, редуктор ленточный транспортер где
- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1]) n - степень точности.
.
3.2.14 Допускаемое напряжение
Определяется по формуле (7.20 [1]):
По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
Для шестерни: , МПА;
Для колеса: , МПА;
, где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для штамповок и ковок ;
;
Допускаемые напряжения для шестерни: , МПА;
Допускаемые напряжения для колеса: , МПА.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше.
Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .
Проверку на изгиб проводим для колеса: , МПА;
87,8 МПА < = 205,7 МПА
Условие прочности выполнено.
3.3 Расчет тихоходной ступени
3.3.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние определим по формуле (3.7 [3]): , где
- для прямозубых колес ;
- крутящий момент третьего вала, Н·мм;
- передаточное отношение второй ступени;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа с твердостью НВ<350 и несимметричном расположением колес коэффициент принимает значение по таблице 7.1 [1]: ;
- предельное допускаемое напряжение;
;
;
Принимаем по ГОСТ 9563-80 (п. 7.1[1]) ближайшее значение .
3.3.2 Нормальный модуль
, здесь
- межосевое расстояние;
Принимаем по ГОСТ 9563-60 .
3.3.3 Число зубьев шестерни.
, здесь
- межосевое расстояние, мм;
- передаточное отношение второй ступени;
- нормальный модуль, мм.
3.3.4 Число зубьев колеса
3.3.5 Диаметры делительные
Для прямозубой передачи угол наклона зубьев .
Для шестерни: , мм;
Для колеса: , мм.
3.3.6 Диаметры вершин зубьев
Для шестерни: , мм.
Для колеса: , мм.
3.3.7 Ширина зуба
Для колеса: , мм.
Для шестерни: , мм.
3.3.8 Коэффициент ширины шестерни по диаметру
, здесь
- ширина зуба для шестерни, мм;
- делительный диаметр шестерни, мм.
3.3.9 Окружная скорость колес
, м/с.
Степень точности передачи: для прямозубых передач со скоростями м/с следует принять 8-ю степень точности.
3.3.10 Коэффициент нагрузки
, где
- коэффициент учитывающий усилия монтажа для прямозубых колес по ьтаблице 3.4 [3] при ? = 1,56 м/с и 8-й степени точности коэффициент
- коэффициент динамичности по таблице 3.6 [3] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент ;
3.3.11 Проверяем контактные напряжения
, МПА
423,25 МПА < = 408,6 МПА.
Условие прочности выполнено.
3.3.12 Силы, действующие в зацеплении
В зацеплении передачи с прямым зубом действуют две силы: Окружная: , Н.
Радиальная: , Н, Осевая нагрузка отсутствует.
3.3.13 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Проверка выполняется по формуле (7.14 [1]): , где
- окружная сила, Н;
- коэффициент нагрузки, , здесь
- коэффициент динамичности, при 8-й степени точности, твердости
?350 НВ и V=4 м/с (таблица 7.4 [1]).
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при твердости?350 НВ, несимметричном расположении колес и (таблица 7.4 [1]). - коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев (п. 7.8 [1]) у шестерни: , у колеса: .
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, определяется по формуле (7.19 [1])
, где
- коэффициент торцевого перекрытия , (п. 7 [1]) n - степень точности.
.
3.3.14 Допускаемое напряжение определяется по формуле (7.20 [1]):
По таблице 7.6 [1] для стали 45 улучшенной, предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
Для шестерни: , МПА;
Для колеса: , МПА;
, где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств металла зубчатого колеса, по таблице 3.9 [3] для стали 45 улучшенной ;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки, для штамповок и ковок ;
;
Допускаемые напряжения для шестерни: , МПА;
Допускаемые напряжения для колеса: , МПА.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого ьотношение меньше.
Найдем отношения: для шестерни: ; для колеса: .
Проверку на изгиб проводим для колеса: , МПА;
120,1 МПА < = 205,7 МПА
Условие прочности выполнено.
4. Предварительный расчет валов
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная
4.1 Ведущий вал
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца: при допускаемом напряжении Н/мм2.
, где: [1]
Т - крутящий момент, Н·мм;
- допускаемое напряжение, Н/мм2, (п. 7. [1])
, мм
Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Муфты УВП могут соединять валы с соотношением , но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя мм следовательно мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под .
Примем под подшипник dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
4.2 Промежуточный вал
Материал тот же - Сталь 45 улучшенная.
Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.
, мм;
Примем диаметр под подшипник DП2=45 мм.
Диаметр под зубчатым колесом dзк=50 мм.
Шестерню выполним за одно с валом.
4.3 Выходной вал
Материал тот - Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2. мм
Диаметр под подшипник примем DП3=60 мм.
Диаметр под колесо dзк=65 мм.
Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=56мм.
5. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса
5.1 Размеры зубчатых колес определяем по формулам с. 132 п. 11 [2]
5.1.1 Диаметр впадин зубьев , мм
I ступень: II ступень: 5.1.2 Толщина обода , мм: I ступень: , мм. Принимаем , мм;
II ступень: , мм. Принимаем , мм.
5.1.3 Толщина диска , мм: I ступень: , мм;
II ступень: , мм.
5.2 Размеры корпуса определяем по формулам с. 56 п. 5 [2]
5.2.1 Толщина стенок
Корпуса: , мм;
Крышки: , мм. Принимаем , мм.
5.2.2 Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора
- до боковых поверхностей подшипников качения: , мм.
5.2.3 Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями
-на одном валу: , мм;
-на разных валах: , мм.
5.2.4 Радиальный зазор между зубчатым колесом первой ступени и валом другой: , мм
5.2.5 Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев
-до внутренней поверхности стенки редуктора: , мм;
-до внутренней нижней поверхности стенки редуктора: , мм.
5.2.6 Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора: , мм.
5.2.7 Ширина фланцев S соединенных болтом диаметром , , (т. 5.1.1 [2])
-фундаментального: -корпуса и крышки у подшипника: -корпуса и крышки по периметру: 5.2.8 Толщина фланцев редуктора
-фундаментального: , мм;
-корпуса и крышки у подшипника: , мм;
-корпуса и крышки по периметру: , мм.
5.2.9 Толщина фланца боковой крышки (т. 12.1.1 [2]), Табл.2
72 М8 4 8 6 14,2 5,3 7 52 92 108
100 М10 6 10 7 17,6 6,4 - - 125 155
130 М10 6 10 7 17,6 6,4 10 85 155 175
5.2.10 Высота головки болта , мм: .
5.3 Длина и диаметр ступицы: , мм: I ступень: , мм. Принимаем , мм;
II ступень: , мм. Принимаем , мм.
5.4 Диаметр отверстий
, мм, где
I ступень: , мм;
II ступень: , мм.
5.5 Диаметры болтов соединяющих
-фундаментальных: , мм;
-корпус с крышкой у бобышек подшипников: , мм;
-корпус с крышкой по периметру соединения: , мм;
-крышку редуктора со смотровой крышкой: .
5.6 Число болтов соединяющих
-фундаментальных: . Принимаем ;
-корпус с крышкой у бобышек подшипников: , (2 болта на каждый подшипник);
-корпус с крышкой по периметру соединения: .
5.7 Фаска
.
5.8 Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведем в таблице 3
Табл.3
Условное обозначение d D B Грузоподъемность, КН
Размеры, мм. С С0
№ 306 30 72 19 28,4 14,6
№ 310 50 100 27 65,8 36,0
№ 312 60 130 31 81,9 48,0
6. Проверка долговечности подшипников
6.1 Ведущий вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка: 448,14-2243,8 1122,54 673,14=0
Реакции опор в плоскости YZ:
;
;
Проверка: -256,27 816,6-560,33=0.
Суммарные реакции: ;
;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, КН
Размеры, мм С Со
N306 30 72 19 28,1 14,6
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле: , H, где
V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];
R2 - радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]): Расчетная долговечность, ч. по формуле: .
Фактическое время работы редуктора за 7 лет, при двухсменной работе: .
6.2 Промежуточный вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка: 2872,1 - 5311,7 185,8 2243,8=0
Реакции опор в плоскости YZ: ;
;
Проверка: - 1045,4 1933,3 - 816,6 - 62,5 = 0.
Суммарные реакции: ;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, КН
Размеры, мм С Со
N310 50 100 27 65,8 36
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле: , H, где
V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];
R2 - радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):
Расчетная долговечность, ч. по формуле: .
6.3 Ведомый вал
Реакции опор в плоскости XZ:
;
Проверка: - 3046,3 5311,7 - 671,9 - 1593,5 = 0
Реакции опор в плоскости YZ:
;
;
Проверка: -1278,8 - 1933,3 654,5 = 0.
Суммарные реакции: ;
;
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, КН
Размеры, мм С Со
N312 60 130 31 81,9 48
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
, H, где
V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
КБ=1 - коэффициент безопасности по таблице 9.19[1];
КТ=1,0 - температурный коэффициент по таблице 9.20[1];
R2 - радиальная нагрузка;
Ра =0 осевая нагрузка (в прямозубой передаче отсутствует).
, H
Расчетная долговечность, млн.об. по формуле (11.1 [1]):
Расчетная долговечность, ч. по формуле: .
7. Проверка прочности шпоночных соединений
Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Диаметр вала d, мм Ширина шпонки b, мм Высота шпонки h, мм Длина шпонки l, мм Глубина паза t1, мм
27,1 8 7 32 4,0
50 16 10 50 6,0
57 16 10 70 6,0
60 18 11 70 7,0
Напряжения смятия и условие прочности рассчитываются по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =120Мпа
7.1 Ведущий вал
При
7.2 Промежуточный вал
При ;
7.3 Ведомый вал.
При
При
8. Уточненный расчет валов
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .
8.1 Ведущий вал
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По таблице 8.5[3] принимаем ;
По таблице 8.8[3] принимаем ;
Момент сопротивления кручению при d=27,1 мм; b=8 мм; t1=4 мм по таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
My=0;
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений: .
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда ;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В.
Концентрация напряжений обусловлена наличие шестерни.
Принимаем: Момент сопротивления кручению при :
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении B-B
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений: , Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
8.2 Промежуточный вал
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Момент сопротивления кручению при d=57 мм; b=16 мм; t1=6,0 мм по таблице 8.5[3]:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А.
,
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений: .
Так как в прямозубой передаче осевые нагрузки отсутствуют, то и составляющая постоянных напряжений будет отсутствовать.
Тогда ;
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1])
Условие прочности выполнено.
9. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1КВТ передаваемой мощности: V=0.25*7=1.75 дм3. По таблице 12.1 [1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 407,2 МПА и скорости v=4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 408,6 МПА и скорости v=1,56 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна .
Средняя вязкость масла
По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75.
УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
10. Посадки деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].
Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].
Вывод
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод к ленточному конвейеру.
Основными требованиями предъявляемыми к создаваемой машине были: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
В данной работе требовалось спроектировать двухрядный цилиндрический редуктор, подобрать муфты, двигатель.
Редуктор двухрядный, состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - две шестерни, два колеса, валы, подшипники и прочие детали.
Выходной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной вал, также посредством муфты - с транспортером.
В редукторе используется прямозубая цилиндрическая зубчатая передача, так как косозубые цилиндрические зубчатые передачи рекомендуется применять при окружных скоростях V>5 м/с, в нашем случае V<5 v/c, кроме того, прямозубых зубчатых передачах отсутствуют осевые нагрузки.
Редуктор эксплуатируется в помещении при температуре окружающей среды от 10 до 50 C?, располагается на одном этаже с транспортером и двигателем.
Двигатель располагается за ограждением, для предотвращения несанкционированного доступа.
Муфты служат для кинематической и силовой связи валов в приводах машин, передают вращающий момент с одного вала на другой без изменения величины и направления, а также компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических осей валов, разъединяют и соединяют валы без остановки двигателей.
В спроектированном приводе мы используем две упругих втулочно-пальцевых муфты. Эти муфты обладают, кроме прочих, двумя важными свойствами: - демпфирующей способностью, снижающей динамические негрузки;
- способностью компенсировать несоосность валов.
Подшипники служат опорой валов. В нашем редукторе применяются подшипники качения средней серии.
Список литературы
1. В.К. Еремеев, Ю.Н. Горнов «Детали машин. Курсовое проектирование» Методическое пособие для студентов дневной и вечерней формы обучения. - М.: Машиностроение 2004. - 136 с.
2. Л.В. Курмаз, А.Т. Стойкбеда «Детали машин. Проектирование» - М.: Высшая школа, 2005. - 309 с.
3. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов».- М.: Машиностроение, 1980.-351 с.
4. М.Н. Иванов «Детали машин» М.: Высшая школа, 2000 - 382 с.
5. П.Ф. Дунаев «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа, 2000 - 446 с.
6. К.П. Жуков, Ю.Е. Гуревич «Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин» (в 2-х частях) - м.: Изд. «Станкин», 2000.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
