Привод шаровой мельницы

ПЗ по ДМ.doc

Министерство образования РФ
ГОУ ВПО Кубанский государственный технологический университет
Кафедра технической механики
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КПДМ 07.05.00.000 ПЗ
К курсовому проекту по дисциплине Детали машин на тему
Привод шаровой мельницы.
Руководитель проекта нормоконтроль
Профессор Метильков С.А.
Курсовой проект 45 страниц 2 рисунка 9 таблиц 8 источников.
Объектом проекта является привод шаровой мельницы.
Цель курсового проекта – разработка проекта привода шаровой мельницы состоящего из электродвигателя упругой муфты цилиндрического зубчатого редуктора и открытой цилиндрической передачи.
В процессе проектирования выбран электродвигатель. Общее передаточное число привода общий КПД. Выполнены расчеты открытой и закрытых цилиндрических передач определены геометрические и конструктивные параметры элементов передач. Выполнены проектный расчет и конструирование валов редуктора проверочные расчеты тихоходного вала определенны размеры основных элементов корпуса редуктора; рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры; выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения. Решены вопросы выбора посадок деталей редуктора системы смазки подшипников и зацепления зубчатых колес выбор муфты. Рассмотрены вопросы сборки редуктора регулировка осевой игры подшипников мероприятий по охране труда и технике безопасности стандартизации в курсовом проекте.
Кинематический и силовой расчет привода5
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для первой (быстроходной) и второй (тихоходной) передач редуктора (коробки скоростей)10
Проектный расчет первой (быстроходной) и второй (тихоходной) передач редуктора16
Расчёт открытой цилиндрической передачи
Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора27
Расчетные схемы нагружения валов редуктора определение реакций в опорах построение эпюр изгибающих и крутящих моментов33
Проверочный расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности36
Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность в одном сечении37
Проверочный расчет тихоходного вала редуктора в одном сечении на статическую прочность при действии пиковой нагрузки40
Проверочный расчет шпоночных соединений41
Обоснование посадок в основных спряжениях в редукторе42
Выбор сорта масла и определение его количества43
Техника безопасности44
Список использованных литературных источников45
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве и на транспорте.
Перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объёма её выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
Выполнение курсового проекта по «деталям машин» завершается общеобразовательный цикл подготовки студентов. При выполнении работы используются знания из ряда пройденных предметов: теория машин и механизмов механика материалов и конструкций материаловедение и другие.
Объектом курсового проекта является привод шаровой мельницы.
Кинематический и силовой расчет привода
1.Выбор стандартного асинхронного электродвигателя
1.1.Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединенных упругой муфты двух закрытых цилиндрических передач и открытой цилиндрической передачи то общий коэффициент полезного действия передаточного механизма h0 равен [1 с.4]:
где hм - коэффициент полезного действия муфты; в расчетах принимают hм=098-099; [1 табл. 1П]
hз - коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической передачи; в расчетах принимают hз=096-098; [1 табл. 1П]
hо - коэффициент полезного действия открытой зубчатой цилиндрической передачи; в расчетах принимают hо=092-094; [1 табл. 1П]
Подставим числовые значения в формулу (1) получим:
1.2.В соответствие с заданной мощностью на выходном валу привода и расчетным значениям общего КПД передаточного механизма h0 вычисляют требуемую статическую мощность электродвигателя по формуле [1 с.9]:
1.3.вычисляют требуемую среднеквадратичную мощность электродвигателя с учетом заданного графика нагрузки полагая что частота вращения вала двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки по формуле [1 с.9]:
где Кэк - коэффициент эквивалентности [1 с.9]:
При среднем нагружении
1.4.Ориентируясь на номинальную мощность выбираем по каталогу 4 возможных стандартных асинхронных двигателей [1 табл. 2П] которые при одном и том же значении отличаются номинальными частотами вращения валов . При выборе соблюдаем условие
Таблица 1 - Возможные варианты асинхронных электродвигателей.
Тип электродвигателя
Номинальная мощность двигателя Рд кВт
Номинальная частота вращения вала двигателя nд мин-1
Расчетное общее передаточное отношение передаточного механизма привода Uор=nдnв
где nв - частота вращения выходного вала задана в техническом задании;
1.5.Определяем возможное ориентированное значение передаточного отношения по формуле [1 с.10]:
где Uр- среднее значение рекомендуемого передаточного отношения редуктора;
Uр=125 [1 табл. 3П].
Uo- среднее значение рекомендуемого передаточного отношения открытой зубчатой передачи
Uo=5 [1 табл. 5П] тогда
1.6.Сопоставляя с расчетной величиной выбираем конкретный типоразмер электродвигателя.
Наиболее подходящим электродвигателем является двигатель №1 в таблице 1.
2.Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
2.1.Округляем расчетное значение Uор для выбранного типоразмера электродвигателя до ближайшего стандартного Uос [1 табл. 6П]:
2.2.Для рассматриваемой кинематической схемы стандартное передаточное отношение передаточного механизма [1 с.11]:
где Uопс стандартное передаточное отношение открытой зубчатой передачи выберем Uопс=5
Uрс стандартное передаточное отношение редуктора.
Выберем Uрс=125 [1 табл. 6П] тогда по формуле [1 с.11]:
2.3.Стандартное передаточное отношение редуктора [1 с.11]:
Где U1 – передаточное число быстроходной зубчатой цилиндрической передачи;
U2 - передаточное число тихоходной зубчатой цилиндрической передачи.
2.4.Назначим передаточное число быстроходной зубчатой цилиндрической передачи U1 из ряда предпочтительных стандартных отношений U1=4 [1 табл. 6П].
Передаточное число тихоходной цилиндрической ступени редуктора найдем:
U2= Uрс U1=1254=3125
Округлим до ближайшего стандартного значения U2= 315
Таким образом разбивка передаточного отношения передаточного механизма привода завершена.
3.Номинальные частоты вращения валов привода
Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяется с учетом выполненной разбивки общего передаточного отношения Uос по ступеням передаточного механизма привода [1 с.12]:
Частота вращения вала 1 (ведущего входного вала редуктора):
Частота вращения вала 2 (промежуточного вала редуктора):
n2=n1U1=28804=720 мин-1
Частота вращения вала 3 (ведомого выходного вала редуктора):
n3=n2U2=720315=228 мин-1
4.Частота вращения барабана шаровой мельницы
n4=n3Uопс=2285=456 мин-1
5.Номинальные вращающиеся моменты на валах привода
Номинальный вращающийся моменты действующие на валах привода определяется с учетом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия [1 с.13]:
Номинальный вращающий момент на валу двигателя.
Номинальный вращающий момент на 1 валу.
Номинальный вращающий момент на 2 валу.
Номинальный вращающий момент на 3 валу.
Номинальный вращающий момент на барабане.
6.Техническая характеристика привода
Номинальный вращающий момент на барабане мельницы Нмм 96162*106 Номинальная частота вращения выходного вала мин-1 456
Общее передаточное отношение 63
Общий коэффициент полезного действия 0857
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для первой (быстроходной) и второй (тихоходной) передач редуктора.
1.Исходные данные к определению допускаемых напряжений для зубчатой передачи
Таблица 2. - Исходные данные
Наименование параметра размерность
Обозначение численное значение указание
Согласно техническому заданию
Номинальная частота вращения ведущей шестерни мин -1
Номинальная частота вращения ведомого колеса мин -1
Циклограмма ли типовой режим нагружения передачи
Заданы техническим заданием
Срок службы (ресурс) передачи часов (лет)
2.Расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение
Таблица 3. - Расчет допускаемых напряжений
Наименование указание
Обозначение расчетная формула вычисление принимаемое значение
Вариант материалов и термической обработки зубьев
Термическая или химико-термическая обработка зубьев
Предполагаемый размер S заготовки не более мм.
Способ получения заготовки
Механические характеристики материалов:
твердость сердцевины твердость поверхности зуба
предел текучести sм МПа
Наиболее вероятная (средняя) твердость сердцевины
Наиболее вероятная (средняя) твердость поверхности
Предел контактной выносливости материала МПа
Базовое число циклов нагружения при расчете по контактным напряжениям; рассчитывают по зависимостям
Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи часов.
t=L*365*Kгод*24*Kсут*ПВ=
=4*365*067*24*23=15651 ч
фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи.
NK1=60* t*n1*CB1=60*15651*2880*1=2704*108
NK2=60* t*n2*CB2=60*15651*720*1=676*108
Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям; для среднего нормального нагружения определяем согласно таблицы 4.
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям.
коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям.
Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям.
При вероятности разрушения Р(t)=098 имеем:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев МПа.
[H1]= 0Hlim1·ZN1SH1=
[H2]= 0Hlim1·ZN1SH1=
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи МПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа.
Предел изгибной выносливости МПа.
Flim1=18*HB1C=1.8*265=477
Коэффициент учитывающий влияние способа получения заготовки.
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость.
При окончательной механической обработке зубьев - шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
Поскольку передача нереверсивная принимаем YA=1.0
Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба.
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба.
NFE1=F*NK1=0036*2704*108=0973*108
NFE2=F*NK2=0036*676*108=0243*108
Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба.
Поскольку в рассматриваемом варианте NFE1>NFG=4*106 и NFE2>NFG то в последующих расчетах с учетом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности т. е.
Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжению изгиба;
При вероятности разрушения Р(t)=0.98
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость МПа.
[F1]=0Flim1·YZ1*YR1*YA*YN1SF1=477*09*10*10*
[F2]=0Flim2·YZ2*YR2*YA*YN2SF2=388.8*10*10*10*
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках МПа.
[F1max]=274*HB1C=274*265=726
[F2max]=274*HB2C=274*216=592
3.Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи
Таблица 4. - Итоговые результаты
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость МПа.
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках МПа
Проектный расчет первой (быстроходной) и второй (тихоходной) передач редуктора
1.Предварительное значение межосевого расстояния
Предварительное значение межосевого расстояния а мм передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле [2 c3]:
где U передаточное число проектируемой цилиндрической передачи; U1=4; U2=315;
Т – номинальный вращающийся момент на колесе (ведомом валу) проектируемой передачи; Т2=67680 Нмм; Т3=206800 Нмм;
Кн – предварительное значение коэффициента нагрузки. Для тихоходных передач Кн=125 [2 c3]; Для быстроходной передачи Кн=14 [2 c3];
[н]– расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары; [н]=406 МПа;
ВА – коэффициент ширины зубчатого колеса. Для быстроходной передачи
ВА =0315 [2 c3]. Для тихоходной передачи ВА=04 [2 c3];
Тогда подставив численные значения для быстроходной и тихоходной передачи в формулу (8) получим:
Расчетную величину межосевого расстояния а округляем до ближайшего
стандартного значения а [2 c5]:
2.Назначаем нормальный модуль зацепления
При твердости зубьев колеса НВ350 принимаем [2 c4]:
Согласно стандартному ряду принимаем нормальные модули зацепления [2 c5]:
3.Задаемся предварительным значением угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре
Для косозубой цилиндрической передачи =20
4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
По зависимости [2 c5]:
Расчётное значение округляем до целого числа :
5.Находим действительный угол наклона линии зубьев на делительном цилиндре
6.Определяем ширину b1 b2 b3 и b4 зубчатых колес и шестерен
Расчетные значения и округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.
7.Находим коэффициент осевого перекрытия
8.Вычисляем числа зубьев шестерен Z1 Z3 и колес Z2 Z4
Расчетные значения округляем до целых чисел.
9.Фактическое передаточное число передачи
10.Окружная скорость в зацеплении V мс.
где d – делительный диаметр шестерни; По формуле [2 c6]:
n – частота вращения ведущего вала; n1=2880 обмин n2 =720 обмин.
Тогда подставив численные значения в формулу (9)
для быстроходной и тихоходной передачи получим:
11.Назначаем степень точности передачи
По окружной скорости в зацепление выбираем 8-ю степень точности для быстроходной передачи и 9-ю для тихоходной.
12.Фактическое значение коэффициента нагрузки Кн при расчете по контактным напряжениям
Для быстроходной передачи:
где КНV1 – коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев [2 табл. 5];
КН1 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей. Значение определяют в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса bd [2 c8]. Величину КН1 находят по графикам [2 рис. 2]:
КНα1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей. Величину КНα1 находят по графикам [2 рис. 3].
Для тихоходной передачи:
13.Коэффициент ZM учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес.
Для стальных зубчатых колес ZM=190 Н05мм [2 c8]..
14.Коэффициент ZH учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
Определяют по графикам [2 рис. 4]. в зависимости от коэффициента смещения Х исходного контура и угла наклона линии зубьев на делительном цилиндре. Для некоррегированных зубчатых передач Х=0 [2 c9].
15.Коэффициент Z учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев
Находят по графикам [2 рис. 5] с учетом значений коэффициента торцевого перекрытия α и осевого перекрытия. Для некоррелированных передач [2 c9]:
16.Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи
где – Ft – окружное усилие действующее в зубчатом зацеплении [2 c10]:
d – делительный диаметр шестерни;
Т- вращательный момент на ведомом валу;
b – ширина зубчатого колеса;
Тогда подставив численные значения в формулу (13) для быстроходной и тихоходной передачи получим:
17.Отклонение действительного контактного напряжения н от допускаемого [н]
18.Для увеличения действительного контактного напряжения на активных поверхностях зубьев уменьшим ширину зубчатого колеса .Примем ширину зубчатого колеса тогда
19.Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки
где Kп – коэффициент пиковой нагрузки оговорен в исходных данных технического задания на проект.
20.Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе
KFV – коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку [2 c11]:
KF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значение KF определяют в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор твердости рабочих поверхностей зубьев и относительно ширины bd колеса по графикам [2 рис. 6].
KFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину принимают по таблице[2 таб. 7] с учетом назначенной степени точности передачи.
21.Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба сопоставляя местные напряжения изгиба F1 и F2 в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями
Для быстроходной передачи :
По формулам [2 c12]:
где YFS коэффициент учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений. Численное значение YFS находят по графикам [2 рис. 7] с учетом величины коэффициента смещения Х исходного контура и эквивалентных чисел зубьев ZV [2 c13]:
Y – коэффициент учитывающий наклон зубьев вычисляют
по зависимости [2 c14]:
Y – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. Для косозубых передач при >1 значение [2 c14]:
22.Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки
По формулам [2 c14]:
23.Основные геометрические размеры зубчатой передачи
Делительные диаметры по формуле (10).
Проверка по формуле [2 c14]:
Диаметры вершин зубьев по формуле [2 c14]:.
Диаметры впадин зубьев по формуле [2 c14]:.
Ширина зубчатых венцов.
24.Усилия действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
Окружное усилие по формуле (14):
Радиальное усилие по формуле [2 c14]:.
Осевое усилие по формуле [2 c14]:
Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора
Предварительные значения диаметров выходных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [4 с.296]:
где Т – номинальный вращающийся момент на валу;
[] – допускаемое напряжение при кручении; []=15-25 МПа [4 с. 296]
1.1.Определяем диаметры участков входного вала (рис. 2):
1.2.Определяем диаметры участков промежуточного вала (рис. 3):
1.3.Определяем диаметры участков выходного вала (рис. 4):
2.Выбор типоразмеров подшипников качения
2.1.Определяем подшипник для быстроходного вала (рис. 2).
Для быстроходного вала применим шариковые радиальные подшипники размерной серии 100:
2.2.Определяем подшипник для промежуточного вала (рис. 3).
Под промежуточный вал выберем шариковые шариковые радиальные подшипники размерной серии 100:
2.3.Определяем подшипник для выходного вала (рис. 4).
Под выходной вал выберем радиально-упорные шариковые подшипники размерной серии 200:
Проектный расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
- вращающий момент на колесе 4 Т3=206800 Нм;
- передаточное число Uопс=U3=5;
- схема передачи открытая горизонтальная цилиндрическая;
- требования к размерам передачи отсутствуют.
Так как передача открытая то производим для нее расчет на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает их выкрашивание от переменных контактных напряжений.
2 Выбор материала для зубчатых колес.
Выбираем для шестерни сталь 45 термическая обработка — улучшение твердость НВ 230;- для колеса — сталь 45 термическая обработка — улучшение но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200 .
2.1 Расчет допускаемых изгибных напряжений [F].
Расчет допускаемых изгибных напряжений выполняется согласно формуле :
Flim b - величина предела выносливости
[SF]- коэффициент безопасности
[SF]’=175 - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала
[SF]”=10 - коэффициент учитывающий способ получения заготовки а именно для поковок и штамповок.
Таким образом имеем для шестерни:
Износ открытых передач обычно допускается до 25% первоначальной толщины зубьев считая по делительной окружности. Прочность на изгиб при этом уменьшается в два раза. Поэтому рассчитанное допускаемое напряжение [Fi] также уменьшается в два раза и соответственно принимает значения:
3Проектный расчёт прямозубой цилиндрической передачи
3.1 Расчет числа зубьев.
Суммарное число зубьев определяется по (25) как:
где: Z5 и Z6 соответственно число зубьев шестерни и колеса передачи.
Зададимся числом зубьев шестерни; оно должно быть не меньше Zm
В нашем случае для прямозубых колес Zmin=17.
Примем Z5 =25 тогда Z6 =U3* Z5=5*25=125.
3.2 Расчет зубьев цилиндрических колес по выносливости на изгиб.
Для открытой зубчатой передачи выносливость на изгиб является главным фактором при расчете на прочность Поэтому дальнейший порядок расчета определяется величиной соотношения [F] YF которая определяется для шестерни и колеса по отдельности. Коэффициент YF учитывающий форму зуба .
Для шестерни: Z5 =25 следовательно YF =390 тогда
Для колеса: Z6 =125 следовательно YF =360 тогда
Согласно рекомендации дальнейший расчет следует вести для того из колес для которого отношение меньше. В данном случае это будет колесо.
3.3 Расчет модуля зацепления
Для проектировочного расчета модуля зацепления открытых зубчатых передач принимается формула:
где:Т =Т4 =96162 Нм – вращающий момент на валу соответствующей шестерни или колеса (в нашем случае колеса);
Z=Z6 =125 – число зубьев колеса ;
KF - коэффициент нагрузки для проектировочного расчета принимает значения KF =12 15 так как точное значение его можно определить после расчета всех скоростных и геометрических параметров. Принимаем KF=135;
YF =36; [F]= [F6]=103 МПа;
bm= bm - коэффициент точное значение которого также определяется после расчета геометрических и скоростных параметров для проектировочного расчета принимает значения bm=6 15.
Подставив численные значения получим:
Полученное значение принимаем равным 50 мм по ГОСТ 9563-60 .
4 Основные геометрические размеры зубчатой пары
Межосевое расстояние
Расчетные значения b’ и округляем до нормальных линейных размеров b по ГОСТ 6636-69.
Определяем окружную силу
Расчетные схемы нагружения валов редуктора определение реакций в опорах построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
1.Расчетная схема выходного вала.
Рис. 1– Эпюры выходного вала
1.1.Построение эпюры изгибающих моментов в плоскости YZ
Изгибающий момент МFa возникающий из-за осевой силы (Fa4)
Определение опорных реакции RY
Составляем уравнение статики:
Значения изгибающих моментов в характерных сечениях следующие:
По этим значениям строим эпюру Мy. (рис. 1)
1.2.Построение эпюры изгибающих моментов в плоскости ХZ
Определение опорных реакции RX
Составляем уравнения статики:
По этим значениям строим эпюру Мx. (рис. 1)
1.3.Определение опорных реакций R по формуле
1.4.Построение эпюры изгибающих моментов М
Изгибающий момент в любом сечении равен геометрической сумме изгибающих моментов действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
Эпюра построенная по этим данным изображена на рис. 1
1.5.Построение эпюры крутящих моментов Т
Проверочный расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности
1.Расчет подшипников выходного вала
1.1.Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку Р для конических роликовых подшипников:
Реакции в 1 и 2 подшипниках соответственно R1 R2:
Для подшипника 210 ГОСТ 8338-75:
Из отношения Ra(VRr) определяем:
Fa(VRr)>e то X=044 Y=1
Для первой и второй опоры:
где V- коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V=1;
1.2.Определяем расчетный ресурс (долговечность) подшипника.
где -частота вращения тихоходного вала;
для шариковых подшипников коэффициент q=3 тогда
Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность в одном сечении
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки в месте посадки зубчатого колеса.
Коэффициент запаса прочности S определяется по формуле:
где Ss и St - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
где sa и ta - амплитуды напряжений цикла;
sm и tm - средние напряжения цикла;
s-1D и t-1D - пределы выносливости материала вала в рассматриваемом сечении;
s-1 и t-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. Для стали 45 s-1=360МПа t-1=200МПа.
КsD и КtD - коэффициенты снижения предела выносливости вычисляют по зависимостям:
Кs=20 и Кt=17 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кds =076 и Кdt=076 - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
kFs=kFt= 1- коэффициенты влияния качества поверхности;
kv=1 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;
ySD и ytD - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении по формулам:
где ys=yt=009 - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений сопротивлению изгиба.
Подставляем численные значения в (38) и (39) получим:
Подставляем численные значения в (31) (32) и (33):
Подставляем численные значения в (36) и (37):
Подставляем численные значения в (34) и (35):
Подставляем численные значения в (29) и (30):
Подставляем полученные значения в (28):
Проверочный расчет тихоходного вала редуктора в одном сечении на статическую прочность при действии пиковой нагрузки
Расчёт запаса прочности производим по формуле:
где sи tкр - нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при пиковой нагрузке;
Нормальные напряжения sи найдём по формуле
Wz - момент сопротивления сечения изгибу.
Подставляем численные значения в (41):
Касательные напряжения определим по формуле:
где T - крутящий момент в опасном сечении;
Wp - момент сопротивления вала кручению. Подставляем численные значения в (42):
Подставляем численные значения в (40):
условие выполняется.
Проверочный расчет шпоночных соединений
Условие прочности шпонки (рис. 8) на смятие:
где Т - вращающийся момент;
Lp – рабочая длина шпонки;
t1 – глубина врезания шпонки в ступицу;
[см] – допускаемое напряжение;
Проверим следующие шпонки.
Тихоходном валу (с колесом)
Шпонка на входном валу по формуле (43):
Шпонка на 2-м колесе по формуле (43):
Шпонка на 4-м колесе по формуле (43):
Шпонка на выходном валу по формуле (43):
Условие прочности шпонок на смятие выполняется
Обоснование посадок в основных спряжениях в редукторе
1.Выбор посадок подшипников качения
Многолетней практикой установлено что соединение с валом или колец вращающихся относительно нагрузки должно быть осуществлено обязательно с натягом исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряжений деталей и как следствие развальцовку посадочных поверхностей и контактную коррозию.
Посадки неподвижных относительно нагрузки колец назначают более свободными допускающими наличие небольшого зазора так как обкатывание пальцами сопряжённых деталей в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание не вращающегося кольца полезно так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при контакте при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала и отверстия в корпусе.
Для внутренних колец подшипников назначаем посадки L0k6 для наружных колец H7l0.
2.Выбор посадок зубчатых колёс
При передачи вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо а посадок переходных не желательно. Если в соединении имеется зазор то при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса которое приводит к их изнашиванию. Поэтому соединения поверхностей вала и колеса производят с натягом.
Для зубчатых колёс применяют посадку H7р6.
Выбор сорта масла и определение его количества
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей деталей применяют смазку маслом.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используют картерную систему смазки. В этом случае в корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колёс были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости колёс
Исходя из того что окружная скорость на быстроходной передачи равна 255 мс выбираем масло марки И-Г-А-46 в количестве 26 л.
Техника безопасности
При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении монтаже и эксплуатации привода ленточного транспортера на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытой и открытой передач и их элементов валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей создание необходимых запасов прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспеченно условие при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающийся момент принятой муфты меньше предельно допускаемого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины на крышке корпуса и крюки на основание корпуса редуктора. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способы смазки подшипников качения и зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности редуктора обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежит открытая ременная передача соединительная муфта.
При установке транспортера с приводной станцией в производственном помещение необходимо обеспечить их удаление от стен и проходов на расстояние регламентированные нормативам. Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован по технике безопасности на рабочем месте.
Список использованных литературных источников
А.В. Пунтус. Методические указания к выполнению курсового проекта «Анализ схемы силовой и кинематический расчет привода» для студентов механических специальностей дневной и заочной форм обучения. –Краснодар.: Изд. КубГТУ 2002. –20с.
А.В. Пунтус. Методические указания к выполнению курсового проекта «Проектный расчет косозубой цилиндрической передачи» для студентов механических специальностей дневной и заочной форм обучения. –Краснодар.: Изд. КубГТУ 2002. –17с.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов С.А. Чернавский С.А.Снесарев Б.Б. Козенцев и др. –5-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение 1984. –560с.
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов Под ред. В.А. Финогеннова. – М.: Высш. шк. 1998. –383с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. детали машин. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. –М.:Высш. шк. 1998. –447с.
Ряховский О.А. Иванов С.С. Справочник по муфтам. –Л.:Политехника 1991. –352с.
Детали машин: Атлас конструкции. –5-е изд. Под ред. Д.Н.Решетова. –М.: Машиностроение1992.
Атлас конструкций узлов и деталей машин. Под ред. О.А.Ряховского. –М.:
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана2005.

эпюры 3.frw

МУФТА.cdw

Номинальный крутящий момент
Максимаьная частота вращения
Наименование и дополнительные
Техническая характеристика
Вновь разрабатываемые изделия
Винт М8 х 5 ГОСТ 11738-72

ПРИВОД.cdw

Наименование и дополнительные
Передаточное отношение - 12
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Двигатель IМ 1081 4А80B4Y3
Вновь разрабатываемые изделия
Техническая характеристика

ВАЛ.cdw

* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
сопряженной шестерни

КОЛЕСО.cdw

Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельныее отклонения размеров:
сопряженной шестерни
КубГТУ каф.Тех. мех.

ДМ 1 лист.cdw

Осевой зазор в подшипниках поз. 1
регулировать в пределах
Свободу вращения вала поз. 21 проверить от руки при сборке.
Плотность разьема корпуса покрыть герметиком при
окончательной сборке.
Передаточное отношение - 12
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
КубГТУ каф. Тех. мех.
Технические требования
Техническая характеристика
Подшипник 210 ГОСТ 8338-75
Болт М10-6g x 45.5.8 ГОСТ 7798-70
Шайба 10 БрКМц3-1 ГОСТ 6402-70
Штифт 6x20 ГОСТ 3128-70
Шпонка 6 x 6 x 36 ГОСТ 23360-78
Вновь разрабатываемые изделия
Подшипник 106 ГОСТ 8338-75
Манжета 1.1-50 x70-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-25 x38-1 4 ГОСТ 8752-79
Шпонка 10 x 8 x 28 ГОСТ 23360-78
Подшипник 105 ГОСТ 8338-75
Шпонка 16 x 10 x 40 ГОСТ 23360-78
Болт М6-6g x 15.5.8 ГОСТ 7798-70
Гайка M10-6H.5 ГОСТ5915-70