Привод цепного конвейера

  • Вид работы:
    Дипломная (ВКР)
  • Предмет:
    Другое
  • Язык:
    Русский
    ,
    Формат файла:
    MS Word
    187,38 kb
  • Опубликовано:
    2011-06-27
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!

Привод цепного конвейера

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра “Детали машин, ПТМ и М”




 
 



 
 
 
привод цепного КОНВЕЙЕРА

(Пояснительная записка)

Разработал: Гурецкий М.С.

Консультант: Калина А.А.







Минск 2009

Содержание

Введение

.Описание устройства и работы привода

.Выбор эл. двигателя, кинематический и силовой расчет.

.Расчёт передач

.1 Расчёт червячной передачи

.2 Расчёт цилиндрической косозубой передачи

.Предворительный расчёт валов

.Выбор муфт

.1 Муфта упругая с резиновым элементом

.2.Муфта зубчатая

.Подбор подшипников качения по долговечности

.Расчёт валов на выносливость(основной расчёт валов)

.Расчет шлицевых соединений

.Расчет шпоночных соединений

.Выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположение поверхностей

.Расчёт элементов корпуса

.Выбор типа смазки для передач и подшипников

. Составление спецификаций к сборочным чертежам.

Литература.

Приложение

Введение

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями и т.п. В процессе проектирования инженер решает целый ряд сложных и разнообразных задач. Так, например, помимо того, что он должен разработать машину, способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы, он должен учесть требования экономики, технологии, эксплуатации, транспортировки, техники безопасности и др. Для того, чтобы удовлетворить этим требованиям, конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты, из множества форм которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства повышения эффективности и надежности изделия.

В данном проекте необходимо рассчитать и сконструировать привод, состоящий из червячно-цилиндрического редуктора. Момент от электродвигателя передается на редуктор через упругую муфту с резиновой звездочкой. На выходе редуктора расположена зубчатая муфта. Редуктор состоит из двух ступеней: первая ступень - червячная с цилиндрическим червяком, быстроходная; вторая ступень (тихоходная) - цилиндрическая косозубая ступень.

Червячная передача имеет следующие преимущества:

возможность получения больших передаточных отношений в одной паре;

плавность и бесшумность работы;

повышенная кинематическая точность;

возможность самоторможения.

Недостатком этой передачи является сравнительно низкий КПД, дороги в изготовлении и сложны в конструкции.

Прямозубое зацепление имеет преимущество над косозубым:

В прямозубом зацеплении в отличие от косозубого не возникает дополнительно осевая сила.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструктивной работой студента и поэтому его значение особенно существенно. Знание и опыт, приобретенные студентом при проектировании элементов машин, являются базой для дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам дипломного проекта.

1.Описание устройства и работы привода

Привод служит для приведения в действие исполнительных механизмов. В данном курсовом проекте исполнительным механизмом является цепной конвейер. Привод состоит из электродвигателя, редуктора и соединительных муфт.

Электродвигатель преобразует электрическую энергию в механическую энергию, которая через элементы привода передается на исполнительный механизм.

Вал электродвигателя соединяется с ведущим валом редуктора посредством упругой муфты с резиновой звездочкой, которая компенсирует небольшие неточности расположения соединяемых валов. Муфта состоит из полумуфты, в которой закреплена резиновая звездочка , входящая в отверстия второй полумуфты

Редуктор предназначен для согласования выходных параметров электродвигателя (частоты вращения и вращающего момента) с требуемыми параметрами исполнительного механизма. В данном приводе используется двухступенчатый червячно-цилиндрический редуктор с нижним расположением вала-червяка. Промежуточный и выходной валы расположены в одной горизонтальной плоскости разъема. Редуктор уменьшает частоту вращения и увеличивает вращающий момент на выходном валу относительно входного. Быстроходная ступень редуктора червячная, тихоходная - цилиндрическая косозубая.

Выходной вал редуктора с тяговой звездочкой конвейера соединяет компенсирующая муфта. В данном приводе применяется зубчатая муфта, которая благодаря своей конструкции также способна компенсировать незначительные неточности расположения соединяемых валов. Зубчатая муфта является жестко-компенсирующей.

2.Выбор эл. двигателя, кинематический и силовой расчет

Так как параметры звездочки тяговой цепи и усилия на ней на выходном валу редуктора нам известны, то для определения требуемой мощности электродвигателя необходимо определить общее значение КПД. Общее значение КПД определяется, как произведение КПД отдельных передач, подшипников и муфт.


 - КПД пары подшипников качения

 - КПД соединительной муфты

 - КПД  закрытой зубчатой цилиндрической передачи

 - КПД закрытой червячной передачи


Мощность на тяговой цепи:


Требуемая мощность электродвигателя Ртр, кВт;


Частота вращения тяговых звездочек:


где z-число зубьев звездочки, z=14;

t-шаг цепи, t=100 мм =0,1м

Выбираем предварительно передаточные числа ступеней привода:

червячной передачи Uчп=16;

цилиндрической передачи Uцп =   2,05.

Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя.


По ГОСТ 19523-81 принимает асинхронный электродвигатель переменного трехфазного тока, закрытый обдуваемый

Тип электродвигателя: 4А100L4;

Мощность электродвигателя: ;

Синхронная частота вращения: ;

Асинхронная частота вращения:

Определим требуемую величину передаточного числа :

  ;

где Uчерв, Uцил, - соответственно передаточное число быстроходной (червячной передачи), тихоходной (цилиндрической передачи) ступеней редуктора. Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней выбираем в соответствии с рекомендациями Uчерв =16;

Uцил =2,05

Тогда передаточное число редуктора составит:

;

Погрешность передаточного отношения:


Мощности на валах :

 


Определим частоты вращения валов :


Определяем крутящие моменты передаваемые валами Ті, Нм;

 


Погрешность крутящих моментов


Мощности на валах , частоты вращения и моменты сводим в таблицу 1.

Вал         Частота вращения n, Мощность

P, кВтКрутящий момент

T, Нм



 

I/

1410

4

27,53

I

1410

3,963

26,84

II

88,125

3,155

341,9

III

44,06

3,076

666,72

IV

44,06

3,00

650,24


3.Расчёт передач

.1 Расчет червячной передачи

Определим ориентировочное значение скорости скольжения зубьев в червячной паре:


Для изготовления червяка по рекомендациям применяем сталь 40Х с улучшением, твердостью 215... 285 НВ. пределом прочности , пределом текучести  

Для изготовления червячного колеса по рекомендациям при скорости скольжения Vск=4,43 м/с используем оловянистую бронзу БрАЖН10-4-4, способ отливки - центробежный, предел прочности , предел текучести . Допускаемые контактные напряжения:


Коэффициент долговечности:

где N не - число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы:


где п - частота вращения колеса;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

Тi/tmax - отношение нагрузки на i-ом режиме к максимальной;

Lhi/Lh - относительная продолжительность 1-ого режима работы; Lh - число часов работы передачи.


где L г - срок сдужбы привода в годах;

Кг - годовой коэффициент использования;

К с - суточный коэффициент использования

циклов

Коэффициент долговечности:

Допускаемое напряжение изгиба:


где - коэффициент долговечности.

- основное допускаемое напряжение изгиба.

Коэффициент долговечности.


где  эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;

 

Коэффициент долговечности:

 

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при кратковременных перегрузках:

контактные:

изгибные:

Проектный расчет червячной передачи

По рекомендациям при U ч =16 принимаем число заходов червяка

Число зубьев червячного колеса:

Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка q=10.00 Межосевое расстояние:


где  - коэффициент учитывающий неравномерность распространения нагрузки по длинне зуба. По рекомендациям предварительно принимаем К=1,075

=610

Определяем модуль


Принимаем стандартный модуль т = 6,3мм

Коэффициент диаметра червяка q:


Коэффициент смешения


Погрешность расчетов:


Расчет геометрических параметров червяка:

делительный диаметр червяка:

диаметр начальной окружности:


диаметр вершин зубьев:

 

диаметр впадин зубьев:

длина нарезаемой части червяка при х =-0,027 мм и  


С учетом увеличения длины нарезаемой части червяка для шлифуемых Угол подъема винтовой линии:


Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр:


диаметр впадин зубьев:


диаметр вершин зубьев


наибольший диаметр колеса:


Ширина зубчатого венца

 

Принимаем  

Окружная скорость червяка:


Скорость скольжения зубьев:


назначаем 6 -ую степень точности передачи.

Проверочный расчет червячной передачи.

Условие контактной прочности зубьев:


 на 6% - допускаемое напряжение

Условие прочности зубьев на изгиб:


где  - коэффициент формы зуба. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса:

Недогрузка составляет:


Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Определим КЦД червячной передачи:


где р - угол трения. Принимаем р =


Определение прогиба червяка и сравнение его с допустимым

При недостаточной жесткости червяка нарушается правильность зацепления, что приводит к падению работоспособности передачи. Поэтому проверяется жесткость червяка, расчет заключается в определении прогиба:


где  - приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по выражению:

 


Определим силы в зацеплении:

Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке:


Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:


Радиальная сила:


Тогда  Условие выполняется

Тепловой расчет червячного редуктора

Цель расчета - проверка температуры масла Тм которая не должна превышать

Температура масла в корпусе червячного редуктора без искусственного охлаждения определяется по формуле:


где Тв=20- температура воздуха вне корпуса ;

- мощность на валу червяка, Вт :

 

- КПД червячной передачи:

 

где =0,75-КПД зацепления червячной передачи;

=0,995-КПД одной пары подшипников (n=2)

 =0,98- КПД учитывающий потери на перемешивание и разбрызгивание

%

Кт-коэффициент теплопередачи, Кт=33

-Коэффициент отвода теплоты

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса

Тогда

По расчету фактическая температура не превышает допускаемую, следовательно дополнительного охлаждения не требуется.

3.2 Расчёт цилиндрической косозубой передачи

Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.

Для изготовления шестерни и колеса быстроходной передачи редуктора принимаем сталь 45, термообработка: для шестерни -улучшение НВ1=230, ,, для колеса - улучшение НВ2=180, , .

Допускаемые контактные напряжения.

Пределы контактной выносливости.


Допустимые контактные напряжения для шестерен и колес:

,

где Sн = 1,1 - коэффициент запаса для колес с однородной структурой;

ZN - коэффициент долговечности.

 , при NHlim<NHE ,  .

NHlim - базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости.

 - для шестерни

- для колеса

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений .


LH - срок службы привода ;


Следовательно :

  

Для цилиндрической косозубой передачи принимается при расчете :


Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе для шестерен и колес определяем по формуле:

 

где  - пределы контактной выносливости зубьев при изгибе, соответствующие базовому числу циклов [1 табл. 9.8]

SF = 1,75 -минимальный коэффициент безопасности [1 стр. 152]

KFL - коэффициент долговечности KFL=1;

KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при односторонней нагрузке KFС=1

 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности =1,2

, но не менее 1;

где m − показатель степени:

m = 6 (HB<350)

NFLim - базовое число циклов напряжений ,

NFLim = [ 4, стр. 33];

NFE - эквивалентное число циклов напряжений .

NFE=

 МПа;  МПа;

;

Так как  ,  > NFLim , то

;

Тогда МПа;

МПа;

Допускаемое напряжение при перегрузках.

 

Мпа. МПа

Мпа. МПа

Проектировочный расчет тихоходной ступени редуктора.

(цилиндрическая передача)

Исходные данные: тип передачи - цилиндрическая косозубая, вращающий момент на шестерне Т1=26,84 кНм, вращающий момент на колесе Т2 =341,9 кНм, передаточное число U=2;

Определяем межосевое расстояние

,

где  - числовой коэффициент (для косозубых передач); - передаточное число передачи u=2 ;

 крутящий момент на колесе ;

допускаемое контактное напряжение ;

 - коэффициент ширины венца колеса, относительно межосевого расстояния; т.к. расположение колес относительно опор в редукторе несимметричное, то  принимают равным 0,35

тогда

KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По значению  определяем KHβ по графикую. KHβ=1,027

Находим межосевое расстояние:

Полученное расстояние округляем до стандартного aw=160мм.

Задаемся числом зубьев шестерни Z1=20 углом наклона

Модуль передачи


Из стандартного ряда модулей [ 2 табл 4.2.1] принимаем mn = 3 мм.

Рабочая ширина колеса b2= ψba· aw=0,35·160=56 мм,

Ширина шестерни во избежании влияния брака при установке колес и шестерен берется больше, т.е. b1=b2+(2..6)=56+3=59 мм .

Суммарное число зубьев определится:

 


Число зубьев шестерни


тогда число зубьев колеса

 

Уточняем угол наклона зубьев косозубых колес


Фактическое передаточное число:


Определяем основные размеры колеса и шестерни:

делительные диаметры

;


уточняем диаметр колеса


Основные параметры цилиндрического зацепления представлены на рис.2.

диаметры вершин и впадин зубчатых колес:

da1= d1+2·mn=104+2·3=110мм = d1-2,5·mn=104-2,5·3=97 мм = d2+2·mn=214,5+2·3=220,5 мм = d2-2,5·mn=214,5-2,5·3=207,5 мм

 

Силы , действующие в зацеплении тихоходной ступени :

окружная ;

радиальная ;

осевая ;

Проверочный расчет на прочность тихоходной ступени редуктора.

Расчет на контактную прочность.

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного σн и допускаемого σнр контактных напряжений.


Zе- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес , для стальных колес Zе=190.

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления :

;

Zε − коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

 ;

εα - коэффициент торцевого перекрытия;

 


где − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

=1,2

=1,05 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

1,03 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчёте на контактную прочность поверхностей зубьев

Окружная скорость колёс


 <  

Недогрузка составляет:

, что допустимо.

Прочность передачи по контактным напряжениям обеспечена.

Расчет зубьев на прочность при изгибе.

Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения :

σF<[σF] ;

Расчетное местное напряжение при изгибе:


YF- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений .

Определяем эквивалентные числа зубьев колёс


Определяем

YF1=3,78;

YF2=3,7.

Yε - коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев;

 для косозубых передач;

Yβ- коэффициент , учитывающий наклон зуба.

;


где КFα−коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач , следовательно, принимаем

КFβ=1,035.

KFv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса.

KFv =1,1

Недогрузка составляет:

, что допустимо.

Следовательно, прочность тихоходной передачи по напряжениям изгиба обеспечена.

Проверочный расчёт при перегрузках.

МПа

МПа

4.Предворительный расчёт валов

Валы рассчитывают на изгиб и кручение при действии на них изгибающего Ми и крутящего Т моментов. Растягивающая и сжимающая силы незначительны и их влияния не учитываются.

Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов заключается в определении диаметров участков валов.

Расчет входного вала

Диаметр входного конца вала рассчитываем по формуле


где Т1 - вращающий момент на валу;

 - допускаемое напряжение на кручение; принимают = 10...35 МПа . Для изготовления вала используем сталь 40Х термообработка - улучшение, предел выносливости , предел текучести . Для входного вала принимаем = 25 МПа. (вал-червяк)

Принимаем  (под стандартную муфту)
Диаметр вала под подшипниками принимаем

Остальные размеры вала определяются при конструировании

Расчет промежуточного вала

Для изготовления вала используем сталь 40Х термообработка - улучшение, предел выносливости , предел текучести . Для промежуточного вала принимаем = 20 МПа.

Диаметр вала под червячным колесом:

Принимаем

Диаметр вала под подшипниками принимаем

Остальные размеры вала определяются при конструировании.

Расчет выходного вала

Для изготовления вала используем сталь 40Х термообработка - улучшение, предел выносливости , предел текучести . Для выходного вала принимаем = 25 МПа.

Диаметр вала-шестерни:

 

Принимаем  (под стандартную муфту)

Диаметр вала под подшипниками принимаем мм

Остальные размеры вала определяются при конструировании.

Определение сил, нагружающих валы

Определим силы, действующие на валы. Это силы, возникающие в червячном и цилиндрическом косозубом зацеплении, нагрузки на валы от муфт.

Силы в червячном зацеплении.

Окружные силы.


Осевые силы:


Радиальные силы.


Силы в цилиндрическом косозубом зацеплении. Окружные силы.


Осевые силы:


Радиальные силы:

;

Нагрузка на вал от муфты:

на входном валу:  

на выходном валу:


где -окружное усилие в зацеплении зубчатой муфты.


Принимаем

Расчетная схема входного вала

Исходные данные к расчету:

         

  ;

Рассмотрим горизонтальную плоскость:

Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:

:

:


Рассмотрим вертикальную плоскость:

:  

:


Изгибающие моменты относительно горизональной плоскости в сечениях 1…4:

;

;

;

;

Рассмотрим изгибающие моменты относительно вертикальной плоскости в сечениях 1…4:

;

;

;

;

Суммарные изгибающие моменты:

 

,

 ;

 

Крутящие моменты:

,  ,

, , ;

Эквивалентные моменты:

 ;

 

 

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:

 

Расчетная схема промежуточного вала

Исходные данные к расчету:

   

   

   

Рассмотрим горизонтальную плоскость:

Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:

:

:

Рассмотрим вертикальную плоскость:

:  

:


Изгибающие моменты относительно горизонтальной плоскости в сечениях 1…4:

;

;

;

;

Рассмотрим изгибающие моменты относительно вертикальной плоскости в сечениях 1…4:

;

;

;

;

;

Суммарные изгибающие моменты:

 

,

 ;

 


Крутящие моменты:

,  , ,

, , ;

Эквивалентные моменты:

 

 

 

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:

 

Расчетная схема выходного вала

Исходные данные к расчету:

   

    

Рассмотрим горизонтальную плоскость:

Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:

:

:


Рассмотрим вертикальную плоскость:

:  

:


Рассмотрим горизонтальную плоскость:

Изгибающие моменты в сечениях 1…4:

;

;

;

;

Рассмотрим вертикальную плоскость:

Изгибающие моменты в сечениях 1…4:

;

;

;

;

Суммарные изгибающие моменты:

;

;

;

;

;

Крутящие моменты:

;; ;

;

Эквивалентные моменты:

;

;

;

;

 

 

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:

 

Проверка статической прочности валов

Условие статической прочности вала:


где [d] - расчетный диаметр вала в сечении;

- допускаемое напряжение изгиба для вала. По рекомендациям принимаем = 50…80 МПа; d - конструктивный диаметр вала в сечении.

Расчет осуществляется для опасных сечений вала.

Рассчитаем входной вал.

Опасное сечение на ведущем валу - 3: , :  

Условие статической прочности выполняется.

Рассчитаем промежуточный вал.

Опасное сечение на промежуточном валу -3:,

Условие статической прочности выполняется.

Рассчитаем выходной вал.

Опасное сечение на выходном валу -      2: ,

Условие статической прочности выполняется.

5. Выбор муфты

5.1 Муфта упругая с резиновым элементом


Для соединения вала двигателя с валом редуктора выбираем муфту упругую с резиновой звездочкой (ГОСТ 14084-93). Простота изготовления, монтажа и замены резинового элемента дают ей преимущество перед многими другими конструкциями, несмотря на ее недостатки. Эта муфта имеет сравнительно жесткую характеристику из-за небольшого объема деформируемого упругого элемента, достаточно чувствительна к смещениям валов, хотя и допускает радиальное смещение в пределах 0,10 … 0,15 мм, угловое до 1º,осевое до 0,1 мм.

Подбор муфты производится по крутящему моменту на валу. Вал электродвигателя имеет мм, а вал редуктора - мм.

Для валов диаметром 28 и 26 подходит муфта с наружным диаметром мм и . Выписываем параметры муфты, необходимые для ее построения:

b







28

28,84

105

22

44

16,5

112


.2.Муфта зубчатая

Расчетный момент Тр==666,72Нм

Для передачи такого вращающего момента необходимо использовать зубчатую муфту со следующими параметрами (ГОСТ 5006-94):

допускаемый вращающий момент (Т)=1,6кНм;

наружный диаметр муфты D=145мм;

диаметр ступиц полумуфт D1=105мм;

наибольшая длина муфты L=174мм;

модуль зубьев m=2,5;

число зубьев z=30;

длина полумуфт l=60мм.

Данная муфта предназначена для передачи крутящих моментов до

Нм и проверки по допускаемым напряжениям не требует.

Работоспособность оценивается по условию износостойкости:

6.Подбор подшипников качения по долговечности

Расчет подшипников входного вала.

Расчетная схема подшипников ведущего вала представлена на .

Нагрузка подшипников:

  

подшипник 7208А ГОСТ 27365-87 (С=58300Н) - опора А

подшипник 1000210 ГОСТ 8338-75 (С=31500Н) - опора В

Так как частота вращения подшипников ведущего вала , то по рекомендациям производим расчет пригодности подшипников по динамической грузоподъемности.

Рассчитаем подшипники в фиксирующей опоре (опора А).

В фиксирующей опоре установлены два роликовых упорных подшипника 7314А ГОСТ 27369-81 , поэтому их суммарная грузоподъемность равна:


По соотношению  определим коэффициенты радиальной Х и осевой Y нагрузки:

по рекомендации X = 0,4  

где V - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1. Определим динамическую нагрузку подшипников:

где - коэффициент безопасности. По табл. принимаем

Кб =1,2

К т - температурный коэффициент. При рабочей температуре до 100°С

К т = 1.

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипников в фиксирующей опоре с учетом графика нагружения привода:


где - отношение нагрузки на i-ом режиме к максимальной;

 - относительная продолжительность i-ого режима работы;

Далее для подшипников в фиксирующей опоре определим долговечность:


где С - динамическая грузоподъемность подшипника

m - показатель степени. Для роликовых подшипников m=3.33

n - частота вращения подшипника.

Долговечность подшипников обеспечена.

Рассчитаем долговечность подшипника в плавающей опоре: подшипник 1000210 ГОСТ 8338-75 Опора В . Этот подшипник нагружен только радиальной нагрузкой.

Определим динамическую нагрузку подшипников:


Эквивалентная динамическая нагрузка подшипников в фиксирующей опоре с учетом графика нагружения привода:

Долговечность подшипника:

где m= 3 для шариковых подшипников.

Расчет подшипников промежуточного вала.




Подшипники испытывают радиальную и осевую нагрузки.

  

подшипник 7208А ГОСТ 27365-87 (С=58300Н;) - опора А, опора В

Так как частота вращения подшипников промежуточного вала

Осевая составляющая радиальной нагрузки:


Так как

 

то суммарная осевая нагрузка подшипников:

  

По соотношению  определим коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузки:

, при этом Х=1,0 Y=0

, при этом Х=1, Y=0

Определим динамическую нагрузку подшипников:

 


Эквивалентная динамическая нагрузка более нагруженного подшипника (опора С ) с учетом графика нагружения привода.

Далее для более нагруженного подшипника (опора  2 ) определим долговечность:


Долговечность подшипников обеспечена.

Расчет подшипников выходного вала.



Подшипники испытывают радиальную и осевую нагрузки :   

 подшипник 7311А ГОСТ 27365-87 (С=134000) - опора А, опора В

Так как частота вращения подшипников выходного вала  , то по рекомендациям производим расчет пригодности подшипников по динамической грузоподъемности. Расчет производим для более нагруженной опоры (опора В).

Определим динамическую нагрузку подшипников:

Эквивалентная динамическая нагрузка более нагруженного подшипника (опора в ) с учетом графика нагружения привода

. Далее для более нагруженного подшипника определим долговечность:

Долговечность подшипников обеспечена

Произведенные расчеты показали, что подобранные подшипники по динамической грузоподъемности превышают срок службы редуктора, и дальнейшие расчеты необходимо производить исходя существующих диаметров валов.

7.Расчёт валов на выносливость(основной расчёт валов)

Расчёт валов на выносливость заключается в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях. Этот расчет является уточнением и сводится к определению коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности :


где s - рассчитанный коэффициент запаса прочности; [s] = 2,5…4 - допустимое значение коэффициента запаса прочности для обеспечения жесткости.

sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

 

;

;

где (σ-1)D и (τ-1)D - пределы выносливости материала вала

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения;

σа, τа и σм, τм - амплитуда и средние значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

Kσ и Кτ - коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении ;

 - Поверхность вала не упрочняем

- коэффициент конц. Напряжения в сечении.

ψσ и ψτ - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;

 σм = 0;


где W− момент сопротивления сечения, мм3;

Wk− полярный момент сопротивления сечения, мм3;

Расчет ведущего вала.

На входном валу опасных сечения: 3

Рассмотрим сечение 3   

Материал вала сталь 40X

,

Моменты сопротивления опасного сечения вала: осевой:


полярный:

Напряжения в опасном сечении вала:

нормальные амплитудные:


касательные амплитудные и средние:

электродвигатель муфта подшипник вал

Средние нормальные напряжения принимаются равными нулю, так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу.

Определим коэффициент концентрации напряжений К

для нормальных напряжений:  

для касательных напряжений:  

 

 

 

общий коэффициент запаса прочности:

Условие усталостной прочности валов:

где [s] - допустимый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям принимаем [s] =2,5

Так как ,  то усталостная прочность вала обеспечена.

Расчет промежуточного вала

На промежуточном валу опасное сечение - 3.

Рассмотрим сечение 3:

Концентратором напряжений является сечение под колесом зубчатым. Изгибающий момент в этом сечении найдём по эпюре.

  

Материал вала сталь 40X

,

Таким образом, для концентратора напряжений

Нормальные напряжения в сечении:

 

Касательные напряжения:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности


прочность и жесткость вала обеспечены.

Расчет выходного вала.

На входном валу два опасных сечения: 2

Рассмотрим сечение 2   

Материал вала сталь 40X

 

,

Таким образом, для концентратора напряжений

Нормальные напряжения в сечении:

 

Касательные напряжения:


Средние нормальные напряжения принимаются равными нулю, так как нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

 

 

 

общий коэффициент запаса прочности:


Условие усталостной прочности валов:

где [s] - допустимый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям принимаем [s] =2,5

Так как ,  то усталостная прочность вала обеспечена.

8.Расчет шлицевых соединений

Расчет прямозубого шлицевого соединения на промежуточном валу

Расчет шлицевых соединений производим по напряжениям смятия.


Окружная сила, действующая на зубья:


Средний диаметр соединения:


Расчетная площадь смятия одного зуба, мм2:

,где

f=1, - ширина фаски;

r=1, - радиус закруглений.

9.Расчет шпоночных соединений

В данном приводе используются шпоночные соединения для передачи крутящего момента между валом и элементом передачи.

Выбор шпоночных соединений.

Выбор параметров шпоночного соединения (сечение шпонки, глубина паза, вала и втулки ) осуществляется по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки определяется в зависимости от длины ступицы

На рис. 71. представлен эскиз шпоночного соединения.

В табл. 7.1. представлены параметры шпоночного соединения.

Риунок 7.1

Таблица 7.1

Вал

Элемент передачи

Диаметр вала d,мм

Размеры шпонок, мм

Глубина паза, мм




длина  l

ширина b

высота h

вала t1

втулки t2

Выходной

Муфта

55

70

16

10

6

4,3


Проверочный расчет шпоночных соединений.

Проверочный расчет шпоночных соединений заключается в расчете напряжений смятия действующих на выступающих из вала частях шпонки, по формуле


Рабочая длина шпонки

Выбираем предварительно призматические шпонки для всех валов.

Материал шпонок сталь 45, допустимое напряжение на смятие [σсм]= 120 МПа .см

Соединение зубчатой муфты с ведомым валом редуктора.

Т4=666,72 Нм; dВ=55мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=16х10 мм; t1=6 мм ; lр=56мм.

 

Шпонка выдерживает заданную нагрузку.

10.Выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположение поверхностей

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Для механизмов, рассчитываемых в курсе «Детали машин» наиболее используются квалитеты от 6-го до 14-го в порядке убывания точности.

Рекомендуемые посадки основных деталей приведены в. Для посадок с зазором рекомендуется применять поля допусков F, G, H (f, g, h); для переходных − Js, К, М, N (js, k, m, n); для посадок с натягом − P, R, S (p, r, s).

Погрешности формы и расположения поверхности зависят от квалитета точности на размер, их величина определяется для различных типов деталей.

Назначаем посадки. Посадка зубчатых колес на валы М7/Р6 по ГОСТ 25347 - 82. Посадка муфты на вал Н7/f7. Посадка крышек в корпус редуктора Н7/h6. Распорные (дистанционные) втулки Н7/h6.

Шейки валов под подшипники качения выполняет с отклонением k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Шейки валов под манжеты с отклонением h8

Для шпоночных соединений назначаем посадки в пазу ступицы и в пазу вала N9/h9

Шероховатость поверхности зависит от квалитета, размера и условий работы детали.

Для простановки шероховатости пользуемся рекомендациями .Для установки элементов передач и редуктора назначаем следующие посадки по рекомендациям [1]:

установка червяного и зубчатых колес на вал -

установка венца червячного колеса на ступицу -

установка муфт на валы -

установка колец на вал и в корпус редуктора -

установка крышек подшипниковых узлов в корпус редуктора -

Участки валов под установку подшипников качения обрабатывают с полем допуска кб. а отверстия з корпусе редуктора под наружные кольца подшипников качения - с полем допуска

Шпонки на вал устанавливаются с посадкой  а во втулку -

Параметры шероховатости устанавливаем по рекомендациям посадочные поверхности валов и элементов передач - шероховатость

Ra = 0.8 мкм, заплечики вала - Ra = 1,6 мкм. Поверхности шпоночных канавок обрабатываются с шероховатостью Ra = 1.6 мкм, поверхности зубьев зубчатых колес - с Ra - 1,6 мкм. Прочие поверхности должны иметь шероховатость Ra =6,3 мкм.

По рекомендациям назначаем квалитеты точности изготовления для поверхностей: отверстия в корпусе и в ступицах обрабатываются по 7-му квалитету точности, участки валов под установку подшипников и элементов передач - по 6-му квалитету, участки валов под манжетное уплотнение - по 9-му квалитету, пазы под шпонки также изготавливаются по 9-му квалитету точности.

Погрешности формы и расположения поверхностей назначаем также по рекомендациям [7]. Для участков валов под установку подшипников , зубчатых колес, шкива и полумуфты назначаем допуски на соосность и цилиндричность. На заплечики вала, в которые упираются подшипники качения устанавливаем допуск на перпендикулярность относительно базы, где базой являются поверхности под установку подшипников. Для участка вала под манжетой назначаем допуск радиального сечения. Для шпоночных канавок назначаем допуски симметричности и параллельности. Значения погрешностей определяются по рекомендациям [7] в зависимости от квалитета точности, с которой изготавливается данная поверхность.

11.Расчёт элементов корпуса

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1, чертим тонкими линиями.

Компоновка редуктора выполняется для:

размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

проверки, не накладываются ли валы (зубчатые колеса) одной ступени редуктора на валы (зубчатые колеса) другой ступени;

определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

определения точек приложения сил, нагружающих валы.

а) толщина стенки редуктора

 примем допустимое значение

б) расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части

принимаем ;

Размеры основных элементов корпуса редуктора определяют в зависимости от наибольшего вращающего момента на тихоходном валу.

Толщина всех стенок, крышки и рёбер: δ=9мм.

Диаметр фундаментных болтов:  

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой у бобышек подшипников:  принимаем ;

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру соединения: принимаем ;

Расстояние между болтами L=10d

Толщина фланцев редуктора:

фундаментного ;

корпуса (соединение с крышкой)

;примем

- крышки (соединение с корпусом)

. примем

12.Выбор типа смазки для передач и подшипников

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов. На входной вал-червяк со стороны, обратной выходному валу, насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до температуры 80-100°С Подшипник фиксируется на валу стопорным кольцом.

В подшипниковый стакан устанавливают предварительно нагретые конические роликоподшипники, а затем стакан устанавливают на ведущий вал редуктора. Подшипники регулируются шлицевой гайкой, которая фиксируется многолапчатой шайбой.

В шпоночные пазы на промежуточном валу закладываются шпонки и напрессовываются с одной стороны червячное колесо, а с другой - цилиндрическая шестерня. Далее на промежуточный вал устанавливаются распорные кольца и насаживаются предварительно разогретые в масле конические роликоподшипники

Далее в шпоночный паз на среднем участке выходного вала закладывают шпонку и напрессовывают на вал цилиндрическое колесо, надевают распорное кольцо и устанавливают шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле

Затем собранные промежуточный и выходной валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком Для центровки крышку устанавливают на основание с подошью двух конических штифтов После этого затягивают винты, крепящие крышку к основанию.

В отверстия крышки улаживается собранный вал-черяк и надевается крышка корпуса. Поверхности стыка предварительно обрабатываются спиртовым лаком. Для точной установки крышки на корпус ее центрируют с помощью двух конических штифтов, после чего крышку закрепляют винтами.

В подшипниковые камеры устанавливают компенсационные кольца и подшипниковые крышки с прокладками. В сквозные крышки предварительно закладывают манжеты. Крышки крепят винтами к корпусу.

Далее в шпоночные пазы на выходных концах валов закладывают шпонки и устанавливают на входной вал упругую втулочно-пальцевую муфту, а на выходной - зубчатую муфту, которые фиксируются от осевого смещения креплениями.

Основное назначение смазывания − уменьшение сил трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. С учётом важнейших факторов − контактного напряжения σн(МПа) и окружной скорости V(м/с) требуемая вязкость масла (мм2/с) для зубчатых передач принимает следующие значения

для быстроходной ступени (σв<1000МПа, V=5,46м/с),

требуемая вязкость масла 81,5 сСт;

для тихоходной ступени (σв>1000МПа, V=3,62м/с),

требуемая вязкость масла 177 сСт

для редуктора в целом:


Данной кинематической вязкостью обладает:

Масло индустриальное И-Т-С320 ГОСТ34216-82.

Количество масла определяем из расчета 0,6 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. 1,6 л. Уровень масла: 58 мм от дна корпусаВ редукторе используем картерную систему смазывания. Корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венцы колёс были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Заливают масло через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Люк закрывается крышкой, ручка которой одновременно служит отдушиной.

Слив масла производится через отверстие, расположенное в средней плоскости со стороны тихоходного вала и закрываемое пробкой с прокладками.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью маслоуказателя из прозрачного материала.

Смазывание подшипников качения осуществляется вязкой смазкой типа Солидол, которую закладывают в полости между крышкой и подшипником, для предотвращения вытекания смазки подшипники изолируют при помощи мазеудерживающих колец.Затем ввинчивают пробку маслосливного отверстия и заливают масло. Закрывают смотровой люк крышкой-отдушиной, которую крепят винтами. На этом сборка окончена.

13.    
 Составление спецификаций к сборочным чертежам

На проектируемое изделие составляют спецификацию, в которую записывают все документы курсового проекта.

Спецификации составляются в соответствии с ГОСТ, на листах формата А4, соответственно сборочного чертежа редуктора и сборочных единиц.

Спецификация состоит из разделов которые располагают в следующем порядке:

Документация;

Сборочные единицы;

Детали;

Стандартные изделия;

Материалы.

Внизу спецификации располагают основную надпись, в графах которой делают такие же записи, как и в графах основной надписи чертежа основного вида.

Литература

1. Кузмин А.В. Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин. 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 г. - 400с.

. Скойбеда А. Т. Курмаз Л. В. Детали машин проектирование. Учебное пособие Минск 2001 г.

. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М: Высшая школа, 1978 г. - 351 с.

. Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград: Машиностроение. 1984 г. - 400 с.

. Анурьев В.Н. Справочник конструктора - машиностроителя, Т1-3-М: Машиностроение 1980г. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования. - Мн,: Вышэйшая школа, 2000 г. - 584 с.

. Ничипорчик С.Н. Детали машин в примерах и задачах - Мн: Вышэйшая школа, 1981 г. - 431

. Скойбеда А. Т.,Кузьмин А. В. ,Макейчик Н. Н., Детали машин и основы конструирования Мн.,2000, 583 с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М: Высшая школа, 1998г. - 447с.

Похожие работы на - Привод цепного конвейера

 

Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу
Без плагиата!