Привод ленточного конвейера

Курсовая работа

Привод ленточного конвейера

Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера

.        Электродвигатель.

.        Муфта.

.        Одноступенчатый цилиндрический редуктор.

.        Привод ленточный конвейер.

Рвых, кВт 5

n вых мин-1 150

Редуктор цилиндрический прямозубый

Ременная передача клиновым ремнем

Муфта упр

Срок службы в годах при 2-х сменной работе 7

Содержание

ВведениеНазначение и область применения разрабатываемого изделияТехническая характеристикаОписание и обоснование выбранной конструкцииРасчеты, подтверждающие работоспособность изделия

Кинематический расчет привода

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Расчет клиноременной передачи

Ориентировочный расчет валов

Конструктивное оформление зубчатых колес

Конструирование корпуса и крышки редуктора

Предварительный подбор подшипников

Эскизная компоновка редуктора

Проверочный расчет валов

Проверка подшипников на долговечность

Подбор и проверка шпонок

Уточненный расчет вала на прочность

Смазка зубчатого зацепления и подшипников

Сборка редуктора

Эксплуатация привода

Заключение

Библиографический список

редуктор привод конвейер

Введение

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия. Конструирование - это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования, и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики. Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта. Рабочая документация - заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров.

В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

I Назначение и область применения проектируемого привода

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.

Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстоянии, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение с различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.

Эти функции должны выполняться безотказно с заданными степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный прибор ленточного конвейера цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора.

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (чисто ступней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, пересекающимися и перекрывающимися осями входного и выходного валов.

Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.

Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функций: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях, обусловленных неточностями монтажа или деформации деталей; улучшение динамических характеристик привода, т.е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.

II Техническая характеристика

Двигатель

Асинхронный, трехфазного тока, тип 4АМ112М4УЗ, исполнение закрытое обдуваемое, мощность- 15кВт, частота вращения вала -1445 мин -1, диаметр выходного конца вала 40 мм.

Редуктор

Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 160 мм, передаточное число  подшипники - радиальные однорядные.

Открытая передача

Цилиндрическая прямозубая передача, межосевое расстояние передачи-160 мм., передаточное число U=4

III Описание и обоснование выбранной конструкции

Согласно заданию, полученному для расчета, привод включает в себя цилиндрический прямозубый редуктор.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Зубчатые колеса - прямозубые, редуктор - горизонтальный. Валы редуктора монтируются на подшипниках качения.

IV Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Схема привода

1.      Электродвигатель.

.        Муфта.

.        Одноступенчатый цилиндрический редуктор.

.        Привод ленточного конвейера.

Рисунок 1.1-Схема привода

Задачи кинематического расчета

подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

определить общее передаточное число привода и его ступеней;

- определить мощность - Р, частоту вращения - n, угловую скорость -  и вращающий момент - Т на каждом валу.

Данные для расчета

. Мощность на рабочем валу Ртреб.=5;

. Частота вращения рабочего вала nобщ..=150мин-1

Условия расчета

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условий: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Pтреб ≤ Pвых (1.1)

Ртреб Рдв на 5 % (1.2)

Ртреб Рдв до 10% (1.3)

Расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машин и его привода.

Определяем общий коэффициент полезного действия привода

= (1.4)

где = 0,99-КПД пары подшипников;

=0,95-КПД клиноременной передачи;

=0,96-КПД открытой зубчатой передачи.

=0,96*0,99*0,95*0,99=0,894

Определяем требуемую (номинальную) мощность двигателя Ртреб

Ртреб.=  (1.5)

где Р - мощность на ведомом валу двигателя, кВт;

 - общий КПД привода.

Ртреб.=5/0,894=5,5 кВт

Для расчета выбираем синхронный двигатель серии 4АМ с номинальной мощностью Рдв= 5,5 кВт. Выбран двигатель:

АМ112М4У3 с номинальной частотой вращения nдв=1445 мин -1.

Определение передаточного числа привода и его составляющих

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины и равно произведению передаточных чисел редуктора и открытой зубчатой передачи.

U =nном/nвых (1.6)

/150=9,633 мин -1

Значение передаточного числа цилиндрического редуктора выбираем из номинального ряда передаточных чисел предусмотренных ГОСТ 2185 - 66

Принимаем значение передаточного числа редуктора Uред=2,41

Зная Uред вычисляем передаточное число открытой зубчатой передачи.

Uозп= U/ Uр.п. (1.7)

,633 /4=2,41

Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдвиг. и его требуемой частоты вращения nтреб.

Определяем мощность на каждом валу привода:

Р1= Рдвиг (1.8)

Р1= 5,5 кВт

Р= Р1∙η рем.п. ∙ηп.п (1.9)

Р=5,5 ∙0,95∙0,99=5,2 кВт

Р3= Р2 ∙ηз.з.п. ∙ ηп.п (1.10)

Р3= 5,2 ∙0,96∙0,99=5 кВт

Определяем частоту вращения каждого вала:

n1= nдвиг (1.11)

n1=.1445мин-1

n2 = n1/Uр.п. (1.12)

n2 = = n2/Uозп. (1.13)

Определяем угловые скорости каждого вала:

ω1= (1.14)

ω1=

ω2= (1.15)

ω2=

ω3= (1.16)

ω3=с-1

Определяем вращающие моменты на каждом валу:

Т (1.17)

Т

Т (1.18)

Т

Т (1.19)

Т

Таблица 1.1-Силовые и кинематические параметры привода

Вал          Мощность Р, кВт              Частота вращения Угловая скорость

Вращающий момент

Заключение: Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1.1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Рвых. и nвых. соответствующих техническому заданию.

Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

. Шестерня, 2. Колесо

Рисунок 2.1-Схема передачи

Задачи расчета

выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

определение геометрических параметров передачи;

определение сил в зацеплении;

выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности.

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Силовые и кинематические параметры редуктора

Вал          Мощность Р, кВт              Частота вращения Угловая скорость

Вращающий момент

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

,  (2.1)

где  и  - соответственно расчетные контактные и изгибные напряжений проектируемой передачи;

 и  - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

Допускаемая недогрузка передачи -  не более 10% и перегрузка

 до 5%. (2.2)

 (2.3)

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали  350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2

НВ1= НВ2+(20-50) (2.4)

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендациям выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью  350НВ (НВ 350). Принимаем материал: для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 235НВ, твердость на поверхности - 261НВ.

НВср.=(235+261)/2=248

Для шестерни - 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 268НВ, твердость на поверхности - 302НВ.

НВср.=(268+302)/2=285

НВ1=285> НВ2=248 на 37 единиц, т.е. условие (2.4) выполняется.

Определение допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба

Определяем величину допускаемых напряжений  в зависимости от твердости:

=1,8НВср+67Н/мм2 (2.5)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности КНL=1, получаем:

= КНL

= КНL∙ (2.6)

= 1∙1,8∙248+67=514МПа

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

 (2.7)

 =0,45(580+514)=493Н/мм2

Определяем допускаемое напряжение изгиба в зависимости от НВср

=1,03НВср (2.8)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности КFL=1, тогда:

 (2.9)

 (2.10)

Определяем межосевое расстояние редуктора

a= K (2.11)

где K= 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

 - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния равен 0,25.

Принимаем: K =1

Т3 =312,5

Uред=2,41

 =493Н/мм2

a=49,5∙ (2,41 + 1)=162,04мм

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 и окончательно принимаем a=160мм.

Определяем нормальный модуль зацепления

m=(0,010,02) a (2.12)

m=(0,010,02)160=1,63,2

Принимаем стандартное значение 2 мм.

Определяем число зубьев шестерни z1, приняв β=0, cos β=1

z1= (2.13)=(2∙160∙1)/(2∙3,41)≈47= z1∙u (2.14)=47∙2,41≈113

Уточняем передаточное число

Uфак= (2.15)

Uфак=113/47=2,404

Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

Определяем геометрические параметры шестерни и колеса

делительный диаметр:

d1=mn∙z1/cosβ (2.16)

d1=2∙47/1=94мм

d2=mn∙z2/cosβ (2.17)

d2=2∙113/1=226мм

диаметр окружности вершин зубьев:

da1=d1 +2∙ mn (2.18)= 94+2∙2=98мм

da2=d2 + 2∙mn (2.19)2 =226+2∙2=230мм

диаметр окружности впадин зубьев:

df1= d1 - 2,5∙ mn (2.20)

df1=94-2,5∙2=89мм

df2= d2 - 2,5∙ mn (2.21)

df2= 226-2,5∙2=221мм

ширина венца колеса:

b2=∙aw (2.22)

b2=0,25∙160=40мм

ширина венца шестерни:

b1=b2 + (5÷10) (2.23)

b1=40+8=48мм

Уточнение межосевого расстояния:

 (2.24)

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

Определяем окружную скорость колес

V= (2.24)

V=4,3 м/с

Определение силовых параметров зацепления

Рисунок 2.3 - Схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

В полюсе зацепления цилиндрических зубчатых колёс действуют силы:

Окружная:

Ft = 2∙T3/d2 (2.25)

Ft =2∙312,5∙103/226=2765,5Н

Радиальная:

Fr = Ft∙ tgα/cosβ (2.26)

Fr =2765,5 ∙0,364/1=1006,6Н

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определение контактного напряжения по формуле:

σн = К∙ ≤σн (2.27)

где K- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436;

K=1,1-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K=1,0-коэффициент, учитывающий неравномерное распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;

K=1,20-коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

σн =

σн =  МПа > [δн] = 493 МПа

∆=|σн - [σн]|/[ σн]100% (2.28)

∆=|511,62-493|/493100%=3,65%

Недогрузка в пределах допускаемой.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

 (2.29)

 (2.30)

где K=1,35-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K=1,0-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;

К=1,50-коэффициент, учитывающий влияние динамичной нагрузки;

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба;

-коэффициент формы зуба, принимается по эквивалентному числу зубьев.

 (2.31)

для шестерни

для колеса

Берем значения:  

Подставляем числовые данные в формулы (2.29) и (2.30), получаем:

Условия (2.29) и (2.30) выполняются.

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр=5,5 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв= 1445 об/мин; передаточное отношение ip =Uр.п=4; скольжение ремня ε=0,015.

Выбор сечения клинового ремня

По монограмме на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1 (в нашем случае n1 = nдв= 1445 об/мин; см. вал А на рис. 12.13) и передаваемой мощности Р=Ртр=5,5 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент

Т =  (3.1)

Т=36,4Нм

где Р = 5,5 кВт

Диаметр меньшего шкива

Определяем диаметр меньшего шкива по формуле (3.2)

d1 = (3÷4) (3.2)

d1=(99,6÷132,8)мм

(Согласно таблице 7.8[2]) с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d1 = 125 мм.

Диаметр большего шкива

d2 =ip  d1 (1 - ε) (3.3)

d2= 4125(1 - 0,015) = 493мм

Принимаем d2 = 500 мм

Уточняем передаточное отношение

ip =  (3.4)

ip = 4,1

при этом угловая скорость вала будет равна:

ωв =  (3.5)

ωв =37рад/с

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,

  100% = 2,63%

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d1 = 125 мм,

d2 = 500 мм.

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале

аmin = 0,55 ( d1 + d2) + Т0 (3.6)

аmin = 0,55 (125+500)+10,5=354мм

аmах = d1 + d2 (3.7)

аmах = 125+500=625 мм

где Т0 = 10,5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7[2]),принимаем предварительно близкое значение аmax=ар = 625 мм.

Расчетная длина ремня

L = 2ap + 0,5π(d1 + d2) +  (3.8)

L= 2+0,53,14(125+500)+56,25=2287,5

Ближайшее значение по стандарту L = 2240мм

Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L

ap = 0,25[(L - w) + ] (3.9)

где w = 0,5π(d1 + d2) = 981,25мм

ap = 0,25[2240-981,25 + =600,1мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 22,4мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его 0,025L = 56мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

α1 = 1800 - 57 (3.10)

α1= 144,40

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи

Ср =1,0

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

Для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм коэффициент CL = 1,0

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

при α1 = 1600 коэффициент Са = 0,89

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, прием коэффициентов

Сz = 0,90

Число ремней в передаче

z= (3.11)

где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8 [2]); для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 125мм и i ≥ 3 мощность Р0 = 1,95(то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 2240 учитывается коэффициентом СL);

z = (5,51) /(5,510,890,9)≈4,0

принимаем z = 4.

Натяжение ветви клинового ремня

F0 =  + Ѳ𝓋2 (3.12)

где скорость 𝓋 = 0,5ωдвd1 = 0,5151,24125103=9,5 м/с;

Ѳ - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил для ремня сечения Б коэффициент

Ѳ = 0,18 Нс2/м2

Тогда F0 = 154,5Н

Давление на валы

Давление на валы определяем по формуле

FB = 2F0zsin (3.13)

FB = 2154,540,95=1174,2 Н

Ширина шкивов

Вш = (z - 1)e + 2f (3.14)

Вш = (4-1)19+412,5=107 мм

4. Ориентировочный расчет валов

Редукторные валы испытывают два основных вида деформаций: изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной осевой силой в зубчатом зацеплении закрытой передачи.

Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу Т2=137Нм;

на ведомом валу Т3=312,5Нм;

Условия расчета

Расчет ведем по допускаемым напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем их понижением.

Расчет валов

Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

 (4.1)

Полученные значения увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

Диаметр вала под подшипником:

 (4.2)

=33+7=40 мм

Диаметр буртика для упора подшипника:

 (4.3)

Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

 (4.4)

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

Диаметр вала под колесом:

 (4.6)

Диаметр буртика для упора колеса:

 (4.7)

Рисунок 4.1 - Ведущий вал - шестерня

Рисунок 4.2 - Ведомый вал

Конструктивные размеры зубчатого колеса

Рисунок 5.1-Зубчатое колесо

Определяем размер ступицы:

диаметр ступицы

dст=1,6∙dк (5.1)

dст=1,6∙55=88мм

принимаем: dст=105мм

длина ступицы

lст=(1,0 ÷ 1,2)b2 (5.2)

lcт=40÷48

принимаем lcт=50мм

Толщина обода колеса

δ=4∙m (5.3)

δ=8мм

Толщина диска колес

с=0,3∙b2 (5.4)

c= 0,3∙40=12мм

Диаметр центровой окружности облегчающих отверстий в диске:

D=0,5(dоб-dст)+ dст (5.5)

D=58,5мм

Диаметр обода колеса:

dоб=df2-2-dст (5.6)

dоб=205мм

Диаметр облегчающих отверстий в диске:

dотв=0,25(dоб-dст) (5.7)

dотв=29,3мм

принимаем 4 отверстия с диаметром dотв=30мм

6 Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышка редуктора изготавливаем литым из чугуна. Основные размеры приведены в таблице 6.1.

Таблица 6.1-основные размеры элементов корпуса редуктора из чугуна

1. Толщина стенки корпуса(картера) одноступенчатого редуктора               

5. Ширина фланца картера и крышки        

Необходимо разработать смотровой люк. Его делают прямоугольной или круглой формы. Люк закрывают крышкой.

Отверстие под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагают на одной стороне корпуса. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища, которое выполняется с уклоном 1-2 градуса в сторону отверстия.

Для герметизации подшипниковых узлов, осевой фиксации подшипников и восприятие осевых нагрузок служат крышки. Они изготовлены из чугуна СЧ15 врезные.

Наружный диаметр крышек подшипников D равен наружным диаметрам соответствующих подшипников.

Предварительный подбор подшипников

Задача расчета

Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Данные для расчета

Диаметры валов под подшипники: ведущего  ведомого  угловые скорости , частота вращения

Силе в полюсе замещения: окружная Ft=2765,5Н; радиальная Fr=1006,6Н. Нагрузка нереверсивная, спокойная.

Условия расчета

На первом этапе подшипники выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки, частоте вращения вала, по условиям работы.

Подбор подшипников

Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые приведены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в таблице, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 308 для ведущего вала и легкой серии 210 для ведомого вала. (Параметры подшипников приведены в таблице 7.1[2]).

Таблица 7.1-Характеристика подшипников

где d - внутренний диаметр подшипника;- наружный диаметр подшипника;

В - ширина подшипника;

С - динамическая грузоподъемность;

С0 - статистическая грузоподъемность

8 Эскизная компоновка редуктора

Компоновку редуктора выполняем в масштабе 1:1. По середине миллиметровке проводятся две параллельные линии на межосевом расстоянии друг от друга. Вычерчиваем зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами. Расстояние между торцами шестерни и колеса и внутренней стенкой корпуса принимаем f=10мм. Расстояние между зубьями колес и внутренней стенкой принимаем равным 1,5f=15мм.

Вычерчиваем подшипники ведущего и ведомого валов. Измеряем расстояние l-между центром радиальных подшипников и центром зубчатых колес: на ведущем валу l1=l2= 45мм и l3=64мм

на ведомом валу l1=l2= 44мм и l3=78мм.

Наша эскизная компоновка выполнена на миллиметровку.

Проверочный расчет валов

Рисунок 9.1 -Пространственная схема нагрузки валов

Задача расчета

Определить диаметры валов в опасном сечении

Данные для расчета

Они приведены в таблице

Таблица 9.1 - Расчетные данные

Условия расчета

Пользуясь 3-й или 4-й теорией прочности, определить диаметры валов в опасном сечении, учитывая совместное действие изгиба и кручения

Расчет ведомого вала

Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции от сил, действующих в плоскости YZ (вертикальная плоскость)

∑Мcy=0 (9.1)∙2l1-Ft l1=0 (9.2)=( Ft l1)/ 2l1= Ft /2 (9.3)= 3507,87/2 = 1382,75 Н=Rdy (9.4)

Проверка:

∑Fy=0 (9.5)+Rdy-Ft =0 (9.6)

1382,75+1382,75-2765,5=0

Рисунок 9.2 -Эпюры изгибающих моментов и крутящего момента на ведомом валу

Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)

∑Мcx=0 (9.7)

Rdх ∙2l1-Fr∙l1=0 (9.8)= (-Fr l1) / 2l1 (9.9)= (-1006.6∙44) / 88 = -503,3 Н

∑Мdy=0 (9.10)

Rcх ∙2l1+Fr∙l1=0 (9.11)= (Fr l1) / 2l1 (9.12)= (1006,6∙44) / 88 = 503,3 Н

Проверка:

∑Fx=0 (9.13)Rdx-Fr =0 (9.14)

,3+503,3-1006,6=0

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости YZ (вертикальная плоскость)

Сечение I-I:

< Z1< l1 (9.15)

М1=Rcy∙Z1 (9.16)

при : Z1=0

М1=0

при : Z1 = 44 ∙10-3 м

М1 = 1382,75∙0,044 =60,841Нм

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)

Сечение I-I:

< Z1< l1 (9.17)

М1=Rcх∙Z1 (9.18)

при : Z1=0

М1=0

при : Z1 = 44 ∙10-3 м

М1 = 503,3∙0,044=22,145 Нм

Сечение II-II:

< Z2< l2 (9.19)

М2=Rdх∙Z2 (9.20)

при : Z2=0

М2=0

при : Z2 = 44 ∙10-3 м

М2 =-503,3∙0,044 = -22,145 Нм

По данным расчетам строим эпюру изгибающих моментов в вертикальных и горизонтальных плоскостях, а также эпюру крутящего момента.

Используя 3-ю теорию прочности, определяем приведенный момент в опасном сечении по формуле

Мпр=  (9.21)

Мпр = =314,1 Нм

Приняв [ ] =50 Н/мм2, получаем значение диаметра вала в опасном сечении

=  (9.22)=  = 62,82мм

Фактический диаметр вала под колесом, 60 мм больше расчетного 62,82 мм.

Проверка подшипников на долговечность

Задача расчета

1.      Определить эквивалентную динамическую нагрузку;

.        Проверить подшипники на динамическую грузоподъемность;

.        Определить расчетную долговечность подшипника.

Данные для расчета

Частота вращения колец подшипника: n3= 150 мин-1.

Силы в полюсе зацепления: окружная Ft =2765,5 Н;

радиальная Fr=1006,6 Н.

.3 Условие расчета

Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:

СрСh Lh (10.1)

Где Ср- расчетная динамичность грузоподъемность, Н;

С - базовая динамическая грузоподъемность, Н;h - расчетная долговечность, ч;- требуемая долговечность, ч.

Требуемая долговечность Lh подшипника предусмотрена ГОСТ

-93 и составляет для зубчатых редукторов Lh > 1000 ч.

Расчет подшипников ведомого вала

Определяем суммарные реакции на опорах

Rc =  (10.2)=  = 1886,05 Н=  (10.3)=  = 1886,05 Н

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

э = v∙Fr∙Kσ∙Кт (10.4)э = 1∙1006,6∙1.2∙1 =1207,92 Н

где v =1.0 - коэффициент, учитывающий вращение колец;

Кт = 1.0 - температурный коэффициент;

Kσ = 1.2 - коэффициент безопасности.

Определяем долговечность подшипника

 (10.5)

 ч

Условие L10h Lh выполняется, а следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны.

11 Подбор и проверка шпонок

Рисунок 11.1- Схема шпоночного соединения

Задача расчета

Подобрать шпонки и проверить их на смятие.

Условие расчета

Подобранные шпонки должны удовлетворять условию

σсм ≤ [σ]см (11.1)

Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке

[σ]см=110…190 Н/мм

Подбор и проверка шпонок

Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала - под шкивом ременной передачи, и две - ведомого вала - под зубчатым колесом.

Размеры шпонок b х h подбираем по таблице, а рабочую длину шпонки lp замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.

Таблица 11.1 - Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)

Проверяем условие прочности по формуле:

 (11.2)

где d - соответствующий диаметр вала, мм;- высота шпонки, мм;- глубина паза вала, мм;р - рабочая длина шпонки, замеряется с эскизной компоновки.

 Н/мм

 Н/мм

 Н/мм

Условие прочности шпоночных соединений на смятие выполняется.

12 Уточненный расчет вала на прочность

Задача расчета

Определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.

Данные для расчета

Вращающий момент Т3 = 312,5 Нм

Условие расчета

Расчетный коэффициент запаса прочности должен быть больше допускаемого n > [n].

[n] = 1.3…1.5 - при высокой достоверности расчета;

[n] = 1.6….2.1 - при менее точной расчетной схеме.

Расчет вала

Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте и моменте кручения.

В нашем случаи опасным сечением является место посадки зубчатого колеса на ведомом валу, а источник концентрации напряжений - шпоночная канавка. Диаметр вала в этом сечении d= 54 мм.

Материал для вала сталь 45 улучшенная, σв = 660 Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле

 [n] (12.1)

где nσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

[n] = 1.3…1.5 - при высокой достоверности расчета;

[n] = 1.6….2.1 - при менее точной расчетной схеме.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяется по формулам:

nσ (12.2)

n  (12.3)

где σ-1, -1 - приделы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения;

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

а,σа - амплитуда напряжений;

- коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на величину придела выносливости.

Придел выносливости при изгибе с симметричным циклом переменных напряжений изгиба определяется по формуле

σ-1 = 0.43 ∙ σв (12.4)

σ-1 = 0.43∙660=284 МПа

Амплитуда напряжения определяется по формуле:

σа = σu =  (12.5)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.

Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении

 (12.6)

 = 52,972 Нм

Осевой момент сопротивления вала

нетто =  (12.7)нетто =  = 14069,33 мм3

σа = σu =  3,76 МПа

Приделы выносливости при кручении

-1 = 0,58∙ σ-1 (12.8)

-1 = 0,58∙ 264 = 165 МПа

Касательное напряжение изменяются по отнулевому циклу.

Амплитуда и среднее напряжение определяются по формуле

а=m=  (12.9)

где Wp нетто - полярный момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.

Полярный момент сопротивления определяется по формуле:

нетто = 0,2d3 -  (12.10)нетто = 0,2∙543 - мм3

а=m= = 5,24 МПа

Среднее напряжение при симметричном цикле нормальных напряжений

σm =  (12.11)

σm =  = 0 МПа

Значение коэффициентов kσ, k, σ, , ,  и σ принимаем по таблицам:

σ = 1.75; k = 1.6; σ =  = 0.71;  = 0.93;  = σ = 0.2

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

nσ

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности

=6,795 > [n]

Условия прочности вала на выносливость выполняются.

13 Смазка зубчатого зацепления и подшипников

Смазка зубчатого зацепления и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей.

Смазка зубчатых колес

По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазку.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях  м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. В цилиндрических передачах следует погружать в масло не глубже высоты зуба зубчатого колеса. Рекомендуемый сорт смазочного масла

И-Г-А-45 по ГОСТ 20799-85. Количество масла ориентировано подсчитываться по формуле

 (13.1)

где V - объем масла в литрах.

Смазывание подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ =1.5 м/с, применяем смазывание подшипников пластичными материалами типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79). Такой способ смазки применяется при окружных скоростях υ < 2 м/с. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла.

Подшипник должен быть закрыт внутренним уплотнением с внутренней стороны подшипникового узла. Уплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты от попадания пыли, грязи и влаги.

Для наружного уплотнения применяем манжетные уплотнения, основные размеры которых приведены в таблице 13.1

Таблица 13.1 - Размеры манжетных уплотнителей

14 Сборка редуктора

На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и спецификации.

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

Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом, который дает представление о последовательности и порядке сборки, а также устанавливает контроль габаритных, установочных и присоединительных размеров.

Сборку начинают с узлов валов:

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100 ;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают подшипниками в подшипниковые гнезда картера редуктора, затем покрывают фланцы картера и крышки пастой «Герметик», закладывают крышки подшипников в пазы, устанавливают монтажные конические штифты, устанавливают крышку редуктора на картер и затягивают болты, крепящие крышку к картеру.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают сливную пробку и жезловый маслоуказатель в отверстия с прокладками. Заливают в корпус необходимое количество масла и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают в течение нескольких часов и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

15 Эксплуатация привода

Основные правила ухода за приводом при его эксплуатации обычно регламентированы «Инструкцией по обслуживанию и эксплуатации».

Для нормальной работы привода в течение всего срока службы необходимо строго соблюдать требования инструкции, своевременно производить предписанные регламентные работы, немедленно устранять обнаруженные неисправности, не допуская работы привода с неисправностями, пусть даже на первый взгляд незначительными.

Особенно следует обращать внимание на смазку редуктора и муфты, своевременно контролировать уровень и наличие смазки, восполнять ее расход, а через обусловленный инструкцией период времени заменять полностью.

При обнаружении утечки масла следует выявит причины и устранить их, убедившись в отсутствии подтекания масла после ремонта.

Все крепежные резьбовые соединения требуют периодического подтягивания, особенно в начальный период эксплуатации привода. Подтягивание гаек и винтов рекомендуется производить тарировочным ключом.

Привод следует содержать в чистоте, оберегать от захламления посторонними предметами.

Заключение

В результате проведенного кинематического расчета привода получены основные кинематические параметры, которые использовались в дальнейших расчетах при проектировании передач.

Для передачи вращающего момента от электродвигателя к редуктору спроектирована ременная передача клиновым ремнем. Подобраны сечения ремня и размеры шкивов.

Проведен расчет зубчатой передачи. По этому расчету выбран материал для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет проводился по допустимым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления. Определены размеры основных элементов зубчатых колес. Проверочные расчеты зубчатой передачи проведены по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

Рассчитаны валы на прочность. Выбран тип подшипников. Определены опорные реакции и построены эпюры изгибающих и крутящих моментов. Произведен проверочный расчет подшипников на долговечность. Подобраны шпонки призматические на валы из стандартного ряда СТСЭВ 189-45.

Шпоночные соединения проверены на прочность по условию смятия. Выбрана смазка зубчатого зацепления и подшипников.

Спроектирован механический привод, состоящий:

Электродвигатель асинхронный, трехфазного тока, типа 4AM160SУ3, исполнение закрытое обдуваемое, мощность 11 кВт, частота вращения вала 975 мин-1, диаметр выходного конца вала 42 мм.

Редуктор одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 180 мм, передаточное число u=2,16, подшипники - радиальные однорядные.

Редуктор имеет следующие габариты:

Высота - 326мм;

Длина - 475мм;

Ширина - 350мм.

Система смазки картерная; масло индустриальное И-Г-А-46.

Ременная передача клиновым ремнем сечения Б, шириной ремня b= 17 мм, толщиной ремня h=10.5 мм, длина ремня L= 2240 мм, передаточное отношение ременной передачи u=2,03.

Список используемой литературы

.        Механика. Расчет и конструирование привода: учебное пособие по курсовому проектированию по дисциплине “Механика” / А.М. Меньщиков, В.Г. Межов, В.П. Кондрючая, О.А. Кожанова, - Красноярск: СибГТУ, 2010. - 156 с.

2.      Проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М.Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов.

- 3-е изд., стереотипное. - 416 с.: ил., схем., табл. - М., 2012.