Расчет цепного транспортера с трехступенчатым цилиндрическим редуктором

Колесо зубчатое.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Курсовое проектирование по ДМ
"Госуниверситет - УНПК"

Вал тихоходный.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Курсовое проектирование по ДМ
"Госуниверситет - УНПК"

Спец-я2.cdw

Курсовое проектирование по ДМ
"Госуниверситет - УНПК"
Шайба регулировочная
Болт М14 ГОСТ 7798-70
Подшипник шариковый радиально-упорный ГОСТ 8338-75

Спец-я.cdw

Курсовое проектирование по ДМ
"Госуниверситет - УНПК"
Редуктор цилиндрический трехступенчатый
Гайка М24 ГОСТ 17473-80
Гайка М18 ГОСТ 5915-70
Шайба пружинная ГОСТ6402-70
Болт М18 ГОСТ 7798-70
Болт фундаментный ГОСТ 24379.0-80
Сборочный чертёж привода
Электродвигатель 4A100S4УЗ
Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-93

Крышка.cdw

КП!!!.docx

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 на транспорте.
Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование
конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики сопротивления материалов материаловедения и др.
Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим трехступенчатым редуктором использующий большинство деталей и узлов общего назначения.
Кинематический расчет привода 4
1Выбор электродвигателя 4
2Определение передаточных отношений кинематических силовых и энергетических параметров элементов привода 5
Расчет и проектирование зубчатого редуктора 7
1Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений 7
2Проектировочный расчет зубчатых передач 9
3Проверочный расчет зубчатых передач 12
4Проектировочный расчет валов выбор подшипников и уплотнений 14
5Эскизная компоновка редуктора 17
6Проверочные расчеты валов на прочность жесткость и колебания 18
7Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей 21
8Тепловой расчет и смазка редуктора 23
Проверочный расчет подшипников 23
Выбор проверочный расчет и эскизная компоновка муфт 25
Проверочный расчет соединений 25
Список литературы 28
Кинематический расчет
1 Выбор электродвигателя
Определим потребную мощность двигателя на входе:
NВЫХ = Fv=10000*035=3500Вт;
Определим общий КПД привода :
привода = Iзуб * IIзуб * IIIзуб * м * 3п.к.;
где: зуб – КПД зубчатой передачи ;
подш – КПД подшипников;
муфты = 098 ; зуб = 097; подш = 099;
привода = 097 * 097 * 097 * 098 * 0993 = 0867.
Определение среднеквадратичной мощности:
Условие выбора электродвигателя по мощности:
Определим частоту вращения вала электродвигателя:
nвых.=602*вых.=2675обмин;
где: uпр. = uбыстр * uпр. * uтих;
Из таблицы выбираем передаточные отношения тихоходной промежуточной и быстроходной передачи:
uтих = 3; uбыстр =5; uпр.=4;
nвх = nвых u = 2675 * 5 * 4 * 3 = 1605 обмин.
Условие выбора электродвигателя по частоте вращения:
Выбираем электродвигатель 4А100S4УЗ мощность РДВ = 30 кВт; частота вращения 1435 обмин.
Рис.1 Эскиз электродвигателя
2 Определение передаточных отношений кинематических силовых и энергетических параметров элементов привода
Определим силовые и кинематические параметры по валам привода:
частота вращения : n5= 602*5 = 267обмин;
окружная скорость: 5 = 2vd = 2*035025 = 28 радс ;
мощность: N5 = Fv = 35 кВт;
вращающий момент: Т5 = N55 = 350028 = 1250 Нм;
частота вращения : n4= n5 = 267 обмин;
окружная скорость: 4=5=28 радс ;
мощность: N4=N5 муфты * подш = 3500 098 * 099 * = 36 кВт;
вращающий момент: Т4=N44 = 360828 = 1288 Нм;
частота вращения : n3= 602*3 = 955обмин;
окружная скорость: 3 = uIII*4 = 358*28 = 10 радс ;
мощность: N3 = N4III * подш = 3600 099 * 097= 37 кВт;
вращающий момент: Т3=N33 = 374810 =3748 Нм;
частота вращения : n2= 602*2 = 382обмин;
окружная скорость: 2 = uII *3= 4*10 =40 радс ;
мощность: N2 = N3 II * подш.= 3700097* 099 = 385 кВт;
вращающий момент: Т2=N2 2 = 385240 =963 Нм;
частота вращения : n1= 602*1 = 1910 обмин;
окружная скорость: 1 = uI * 2= 5*40 = 200 радс ;
мощность: N1 = N2I подш = 3852097 099 = 4 кВт;
вращающий момент: Т1 =N11 = 4011200 =20 Нм;
Все полученные данные сводим в таблицу.
Таблица 1. Кинематические и силовые параметры привода
Расчет и проектирование зубчатого редуктора
1.Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 3.1. методички Савина выбираем для шестерни I ступени сталь 45 улучшение НВ=240 для колеса I ступени сталь 45 улучшение НВ=220.
Допускаемые напряжения:
где: НО – предел контактной выносливости;
кHL – коэффициент долговечности;
SH – коэффициент безопасности (SH=11);
По таблице 3.1 методички Савина:
для шестерни: НО=2*240+70=550 МПа;
для колеса: НО=2*220+70=510 МПа;
где: NHO – базовое количество циклов определяется по таблице 3.1 методички Савина (15*106 для шестерни и 14*106для колеса);
NHE – действительное количество циклов нагружения;
для шестерни:кHL==028;
для колеса: кHL==024;
NHE=60с(Т1Тmax+T2 Тmax+T3 Тmax)3niti
где: с – количество зацеплений (с=1);
NHE=60с*n[(Y1Y1+Y2 Y1+Y3 Y1)3*
где: t – ресурс работы в часах;
t = ксут*24часа.*кгод*365дней.*tлет= 055*24*06*365*85=24571 час;
для шестерни: NHE=60*1*1910[(11+071+051)3*02*24571+(11+071+051)3*015*24571+(11+071+051)3*065*24571]=2998*1010;
NHE=60*1*382[(11+071+051)3*02*24571+( 11+071+051)3*015*24571+(11+071+051)3*065*24571]=5996*1010;
для шестерни: []H= *028=140 МПа;
для колеса: []H =*024=111 МПа;
где: FО – предел изгибной выносливости;
кFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности (175);
для шестерни: FО=18*240=432 МПа;
для колеса: FО=18*220=396 МПа;
для шестерни: кFL==022;
для колеса: кFL ==02;
для шестерни: []F=*022=543 МПа;
для колеса: []F=*02=452 МПа;
для шестерни: 35ХЮА азотирование твердость 65 HRC =1050 МПа SH=12 =149*106 =800 МПа SF=175;
для колеса: аналогично но твердость 62 HRC =1050 МПа =750 МПа =147*106;
шестерня []H= *055=48125 МПа;
колесо []H= *051=44625 МПа;
шестерня []F=*055=25142 МПа;
колесо []F=*051=21857 МПа;
2.Проектировочный расчет зубчатых передач
Межосевое расстояние:
а’=085(5+1)=0145м=145мм;
где: u – передаточное отношение пары;
«+» - внешнее зацепление;
«-« - внутреннее зацепление;
Епр – приведенный модуль упругости;
Т2 – крутящий момент на колесе;
Кн – коэффициент концентрации нагрузки;
ва – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;
где: Е1 - модуль упругости материала шестерни;
Е2 – модуль упругости материала колеса;
ва=ва=022 (по табл. 3.3 методички Савина);
bd=bd=07 – коэффициент ширины опасного диаметра (см. табл. 3.3);
m=bm=30 – коэффициент модуля (см. табл. 3.4);
Выбираем ближайшее межосевое расстояние из ряда линейных размеров Ra40:
b=*a=022*140=30831мм;
m’=>m по ГОСТу (таблица 3.5 в методичке Савина);
=2am – суммарное число зубьев;
= – число зубьев колеса;
Фактическое передаточное число:
d12=m* d1=1*47=47; d2=1*233=233;
=d12+2m; =47+2=49; =233+2=235;
=d12-25m; =47-25=445; =233-25=2305;
а’=085(4+1)=022м=220мм;
Выбираем ближайшее межосевое расстояние из ряда линейных размеров Ra40 равное 225мм.
m==16мм=>15мм по ГОСТу
d12=m* d1=15*60=90; d2=15*240=360;
=d12+2m; =90+3=93; =360+3=363;
=d12-25m; =90-375=8625; =360-375=35625;
а’=085(358+1)=032м=320мм
Выбираем ближайшее межосевое расстояние из ряда линейных размеров Ra40 равное 315мм.
m==23мм=>225мм по ГОСТу;
d12=m* d1=225*62=1395; d2=225*218=4905;
=d12+2m; =1395+45=144; =4905+45=495;
=d12-25m; =1395-5625=13387; =4905-5625=4848;
3.Проверочный расчет зубчатой передачи
По контактным напряжениям:
где: – коэффициент концентрации нагрузки;
- коэффициент динамической нагрузки;
По изгибным напряжениям:
где: коэффициент формы зуба для шестерни - 378 для колеса - 38 (рис. 3.3 в методичке Савина);
5 > 575 следовательно далее расчет ведем по колесу
4 Проектировочный расчет валов и выбор подшипников и уплотнений
)Формула для расчета вала из условия прочности на кручение:
Для валов основным материалом являются углеродистые и легированные стали 40 45 40Х. []=12 18МПА причем для быстроходной ступени требуются меньшие значения а для тихоходной большие. Выбираем для тихоходной []=18МПа для промежуточной 15МПа для быстроходной 13МПа. Для вала выбираем сталь 40Х нормализованную.
где: полярный момент сопротивления сечения;
Для валов постоянного сечения:
)Конструирование валов редуктора.
I вал d1быстр.=dподш.= 35мм;
II валd1пр.=dподш.= 50мм;
III валd1тих.= 68мм;
)Выбор подшипников и уплотнений.
Выберем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии:
Рис.3 Шариковый радиально-упорный однорядный подшипник
№ 6207 для быстроходного вала d=35мм; D=72мм; b=T=17мм; Dw=1111мм; z=12 C=29000Н; C0=16400Н; n=9 масса – 029кг;
№6210 для промежуточного вала d=50мм; D=90мм; b=T=20мм; Dw=1270мм; z=14; C=40600Н; C0=24900Н; n=63 масса – 040кг;
№6114 для тихоходного вала d=70мм; D=110мм; b=T=20мм; Dw=1230мм; z=19; C=46100Н; C0=31700Н; n=63 масса – 062кг;
По справочнику выбираем манжетное уплотнение по диаметру:
Рис.4 Манжетное уплотнение
I вал D=58мм; h=10мм; h1=14мм;
II вал D=70мм; h=10мм; h1=14мм;
III вал D=95мм; h=10мм; h1=14мм;
5 Эскизная компоновка редуктора
6 Проверочный расчет валов
Найдем опорные реакции. Для этого составим уравнение суммы моментов относительно точек.
Найдем значения моментов OYZ:
Т=3748 Н*м (из предыдущих расчетов);
Найдем значения моментов OXZ:
- максимальный момент;
S- условие расчета вала на прочность
где: S – действительный коэффициент запаса прочности;
- допускаемый коэффициент запаса прочности (далее к.з.п.);
где: S – к.з.п. по изгибным напряжениям;
S – к.з.п. по касательным напряжениям;
где: - предел выносливости материала вала;
Предполагают что изгибные напряжения в валах изменяются по симметричному знакопеременному циклу.
коэффициент эффективной концентрации напряжений;
масштабный фактор и фактор шероховатости;
Предполагают что касательные напряжения изменяются по симметричному отнулевому циклу.
Условие Sвыполняется.
7. Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей
Рассчитываем толщину стенок и ребер жесткости по эмпирической зависимости и округляем до большего целого числа:
где: - крутящий момент на тихоходном валу Н*м;
- толщина стенки корпуса;
=17мм – диаметр фундаментных болтов;
*17=256мм – толщина фундаментных лап;
5мм – диаметр болта соединения крышки с корпусом;
5Dпк+10=125*72+10=100мм
5Dпк+10=125*90+10=1225мм – диаметр прилива подшипникового гнезда торцовой крышки;
5Dпк+10=125*110+10=1475мм
*135=1755мм – расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу;
+19*135=1156мм - .. крышки редуктора к корпусу в месте приливов подшипниковых гнезд;
где: - межосевое расстояние тихоходной ступени;
8. Тепловой расчет и смазка редуктора
По табл. 3.49 методички Савина выбираем значение кинематической вязкости масла в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости равное 28*10-6м2с. Затем по найденному значению вязкости выбираем соответствующую марку масла по таблице 3.51 – масло индустриальное И-30А в объеме 28л. Объем принимаем из расчета 05 08л на 1 кВт передаваемой мощности. Найдем температуру масла:
где: N1 – мощность на быстроходном валу редуктора Вт;
– коэффициент полезного действия редуктора;
Kt – коэффициент теплопередачи Kt = 9 17 Вт(м2·град);
A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора м2;
tв – температура воздуха вне корпуса tв=20;
Для определения A редуктор вписывают в параллелепипед и
определяют площадь его граней без площади днища:
А=04704м2+00576м2+0735м2=1263м2;
Далее проверяем условие выполнения критерия теплостойкости:
[t]м = 80 95 °С следовательно условие теплостойкости выполняется.
Проверочный расчет подшипников
L – ресурс (часы или 106 оборотов);
где: С – динамическая грузоподъемность – та нагрузка которая будучи приложенной ко внутреннему кольцу подшипника качения вызывает его разрушение через 1 миллион оборотов;
Р – показатель степени Р=3 для шарикоподшипников Р= для роликовых подшипников;
коэффициент надежности
коэффициент материалов и смазки подшипника
Р – эквивалентная нагрузка на подшипник:
где: XY - коэффициенты зависящие от соотношения где С0 – статическая грузоподъемность – та нагрузка которая будучи приложенной ко внутреннему кольцу подшипника качения вызывает деформацию тела качения равной 00001X=1 Y=0;
V – коэффициент вращения V=1;
коэффициент безопасности
- температурный коэффициент
=15952*106 оборотов;
условие расчета выполняется.
Выбор и проверочный расчет муфт
Выбираем фланцевую упругую втулочно-пальцевую муфту.
Рис. 5 Муфта упругая втулочно-пальцевая
Из справочника Анурьева по крутящему моменту и частоте выбираем муфту имеющую следующие характеристики: не более 3198кг;
Проверочный расчет соединений
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами размеры длины ширины высоты соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок – сталь 20. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
Тихоходный вал: Т=963 Н*м;
Диаметр вала под колесом =
Промежуточный вал: Т=3748 Н*м;
Диаметр вала под колесом =53мм;
Выходной вал: Т=1250 Н*м;
Условие выполняется.
В процессе расчета привода цепного транспортера была рассчитана открытая цепная передача и закрытая передача - редуктор. Передаточное число редуктора - 60. Также был определен общий КПД привода равный 0867. Для привода был подобран мотор необходимой мощности. После расчета редуктора был выполнен первый этап компоновки. Затем проводилась проверка долговечности подшипников. После проверки подшипников был выполнен второй этап компоновки. Был проведен расчет всех шпоночных соединений. Для того чтобы редуктор хорошо работал было подобрано необходимое масло И-30А. В редуктор нужно залить масла в количестве 28 литров.
Курсовой проект по деталям машин является нашей первой конструкторской работой выполненной на основе знаний общеобразовательных общетехнических и общеспециальных дисциплин. В курсовом проекте есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических монтажных эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.
В процессе выполнения курсового проекта мы овладели техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования; приобрели навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты; научились работать со стандартами различной инженерной учебной и справочной литературой.
Приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение» 1991;
П.Ф. Дунаев О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
М.: «Высшая школа» 1985;
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя т.1.
М.: «Машиностроение» 1980;
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя т.2.
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя т.3.
С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: «Машиностроение» 1987;
Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение» 1970;
М.И. Анфимов – Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение» 1972.

Спец-я2.1.cdw

Шпонка ГОСТ 23360-78
Подшипник шариковый радиально-упорный ГОСТ8338-75

Сборочник.cdw

Курсовое проектирование по ДМ
"Госуниверситет - УНПК"
к исполнительному механизму