Проектирование привода к ленточному конвейеру

Редуктор.cdw

Размеры без допусков для справок
Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой краской эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115

Компоновка.cdw

Колесо зубчатое.cdw

Обозначение чертежа
Сталь 40Х ГОСТ1050-88
*Размер для справок.
Неуказанные радиусы 6мм.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-тК.
Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур

Привод_спецификация.spw

Пояснительная записка
Болт М10х50 ГОСТ 7796-70
Болт М14х80 ГОСТ 7796-70
Болт 6.1.М16х200 ГОСТ 24379.1-2012
Винт М6х16 ГОСТ 17475-80
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Муфта 500-45-1-У3 ГОСТ 21424-93
Ремень А-1000 IV ГОСТ 1284.1-80
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба А.10 ГОСТ 10450-78
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шайба А.14 ГОСТ 10450-78
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Шайба 7019-0624 ГОСТ 14734-69
Штифт 4х12 ГОСТ 3128-70
Электродвигатель 4А132S8 ТУ16-510.781-81

Вал ведомый.cdw

Сталь 35 ГОСТ 1050-88
*Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные радиусы скругления 2мм
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-тК

Редуктор_спецификация.spw

Болт М8х22 ГОСТ 7796-70
Болт М10х38 ГОСТ 7796-70
Болт М12х100 ГОСТ 7796-70
Винт М5х14 ГОСТ 1473-80
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Манжета 1-40х62-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-50х70-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 210 ГОСТ 8338-75
Рым-болт М8 ГОСТ 4751-73
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16х10х70 ГОСТ 23360-78
Штифт 8х36 ГОСТ 3129-70

Вариант 18.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Пермский национальный исследовательский
политехнический университет»
Кафедра автомобили и технологические машины
по дисциплине: «Детали машин»
Проектирование привода к ленточному конвейеру
Кинематический расчет и оптимальное передаточное число привода
1 Структурная схема привода и подбор электродвигателя
2 Разбивка передаточных отношений механизмов привода ..
3 Определение силовых и кинематических параметров на валах привода
Расчет передачи зацепления редуктора ..
1 Выбор материала шестерни и колеса определение твердости выбранных материалов ..
2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и для колеса
3 Расчёт зубьев на сопротивление усталости по контактным напряжениям (проектный расчёт) .
4 Определение геометрических параметров зубчатых колёс .
5 Определение допускаемых напряжений для расчёта зубьев на изгиб..
6 Расчёт на сопротивление усталости зубьев по напряжениям изгиба (проверочный расчёт) .
Расчет открытой клиноременной передачи .
1 Проектный расчет и определение геометрических параметров .
2 Проверочный расчет
Компоновка редуктора . .
Расчет вала на прочность . .
1 Силы действующие в зацеплении .
2 Определение реакций в шарнирных опорах .
3 Определение внутренних силовых факторов ..
4 Расчет на статическую прочность .
Расчет подшипников .
Список использованных источников .
Тяговая сила ленты - F=24 кН.
Диаметр барабана - D=225 мм.
Срок службы привода -
Продолжительность смены -
Режим работы машины - Тяжелый.
Рисунок 1 – Структурная схема привода ленточного конвейера:
- двигатель (мотор); 2 - клиноременная передача; 3 - цилиндрический редуктор с косозубой передачей; 4 - упругая втулочно-пальцевая муфта;
- барабан; 6 - лента конвейера
I - вал двигателя; II - быстроходный вал редуктора;
III - тихоходный вал редуктора; IV - вал мешалки
Развитие промышленности и особенно самой передовой техники потребовало большого изучения механизмов и деталей машин. Процесс разработки деталей машин представляет собой сложную и неоднозначную структуру. Часто называется широким термином проектирование - создание прообраза объекта который представляет собой в общих чертах его основные параметры.
Все этапы проектирования каждый шаг конструктора сопровождается расчетами. Высокая работа машин и их деталей заключается в обеспечении надежности и работоспособности. Работоспособность машин и их деталей определяется как свойство выполнять свои функции с заданными показателями.
Объектом курсового проекта является привод ленточного конвейера по заданной схеме и параметрам который включает в себя двигатель открытую клиноременную передачу цилиндрический редуктор с косозубой передачей упругую втулочно-пальцевая муфту барабан и ленту конвейера.
Предмет исследования - редуктор привода ленточного конвейера.
Целью данной работы является конструирование привода и определение допускаемых условий его надежной и долговечной эксплуатации.
Для достижения поставленной цели поставлены следующие задачи:
- кинематический расчёт привода ленточного конвейера;
- расчёт закрытой зубчатой передачи;
- расчет тихоходного вала на статическую прочность;
- выбор подшипников;
- разработка компоновки одноступенчатого редуктора;
- создание чертежей тихоходного вала и колеса.
В ходе выполнения работы применяются как аналитические так и графические методы решения задач на разных этапах подготовки конструкторской документации.
Кинематический расчет
и оптимальное передаточное число привода
1 Структурная схема привода и подбор электродвигателя
Расчет производим по рекомендациям изложенным в [1].
Составляем блок-схему: двигатель - открытая механическая передача - закрытая механическая передача - муфта - вал рабочего органа машины (рис. 1.1).
Рисунок 1.1 – Блок–схема для привода машины
Б – быстроходный вал редуктора; Т – тихоходный вал редуктора
Срок службы привода в часах определяем формуле [1 с.6]:
где Lг – срок службы в годах
tc – продолжительность смены в часах
Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где – КПД закрытой передачи =097 [1 с.10 табл. 3];
– открытой передачи =096 [1 с.10 табл. 3];
– муфты = 098 [1 с.10 табл. 3];
– одной пары подшипников качения =099 [1 с.10 табл. 3].
Требуемая мощность рабочей машины в кВт находится по формуле:
Угловая скорость в радс [1 с.11]:
Расчетная мощность двигателя:
Значение номинальной мощности двигателя выбираем из таблицы 2 по ближайшей большей величине к расчетной мощности:
Выбираем двигатель АИР132S8: [1 с.8-9 табл. 2].
Номинальная частота вращения вала двигателя обмин:
nном = nс (1 – s100)=
2 Разбивка передаточных отношений механизмов привода
Передаточное отношения привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nро к частоте вращения рабочего органа машины nро при минимальной нагрузке и равно произведению передаточных отношений закрытой uзп и открытой uоп передач:
u = nном nро = uзп uоп.
Принимаем передаточное число закрытой цилиндрической косозубой передачи uзп =315 [1 с.11 табл. 4].
Тогда передаточное число открытой передачи:
3 Определение силовых и кинематических параметров на валах привода
Расчеты выполняем по таблице 5 [1 с.12].
Мощности на валах привода кВт:
Частоты вращения обмин:
Вращающие моменты на валах привода Т м:
Расчет передачи зацепления редуктора
Передаточное число данной передачи
Число оборотов шестерни (обмин)
Максимальный момент на валу колеса (Н мм)
Схема расположения передачи
Число колёс находящихся в зацеплении с шестерней
Степень точности передачи
1 Выбор материала шестерни и колеса определение твердости выбранных материалов
Расчеты производим по приложению В [2 с.30-35].
Для тяжелого режима нагружения подбираем рекомендованную пару материалов:
шестерня - сталь 40Х улучшение минимальное и максимальное число твердости:
колесо - сталь 45 улучшение минимальное и максимальное число твердости:
Определение среднего значения твердости для материала шестерни и колеса:
Расчётное число циклов нагружения (наработка) для шестерни и колеса:
Определение базы контактных напряжений Nho соответствующей пределу выносливости.
Базу контактных напряжений определяем интерполяцией в
соответствии со средней твёрдостью выбранных материалов; ориентируемся при этом на табличные интервалы по графе твердости НВср и графе числа циклов Nho
Определение коэффициентов долговечности по контактным напряжениям для зубьев шестерни и колеса:
Так как то принимают .
Определение значения предела контактной выносливости для материала шестерни и колеса.
Для материалов твёрдость которых по параметру НВ не превышает 350 с учётом вида термообработки (улучшение):
Коэффициент безопасности (допускаемый запас прочности) для шестерни и колеса.
Окончательное значение допускаемого контактного напряжения
Для косозубого колеса в качестве расчётного значения принимаем:
3 Расчёт зубьев на сопротивление усталости по контактным напряжениям (проектный расчёт)
Определение предварительного коэффициента нагрузки Кн в расчётах на контактную усталость.
Задаемся предварительными значениями коэффициентов: распределения нагрузки между зубьями =11 концентрации нагрузки =112 динамичности нагрузки =101
Расчёт предварительного межосевого расстояния a'w из условия контактной усталости активных поверхностей зубьев.
Предварительное значение расчетного момента на валу колеса:
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния = 04.
Полученную величину a'w округляем до ближайшего значения межосевого расстояния aw из ряда (мм): 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000.
Определение ширины колеса и шестерни:
Определение фактической окружной скорости.
Уточнение степени точности передачи по величине окружной скорости.
Поскольку окружная скорость (мс) равна:
Принимаем степень точности - 9.
Уточнение коэффициентов распределения нагрузки между зубьями концентрации нагрузки динамичности нагрузки при твёрдости материала шестерни и колеса НВ12 не более 350.
Коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра:
Принимаем коэффициент распределения нагрузки =11.
Принимаем коэффициент концентрации нагрузки =107.
Принимаем коэффициент динамичности нагрузки =101.
Уточненное значение коэффициента нагрузи в расчетах на контактную усталость:
Определение фактических значений расчётного крутящего момента и контактных напряжений (проверочный расчёт)
Условие выполняется.
4 Определение геометрических параметров зубчатых колёс
Определение модуля зацепления по соотношению:
Значение модуля округляем до стандартной величины из ряда (мм): 10; 125; 1375; 15; 175; 20; 225; 25; 275; 315; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 70; 80; 90; 10; 11; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25.
Определение угла наклона зуба шестерни и колеса
Назначаем угол наклона зуба в пределах от 8 до 15 градусов так чтобы .
Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи
Принимаем суммарного числа зубьев до целого числа
Уточнение угла наклона зуба шестерни и колеса для обеспечения выбранного
Число зубьев шестерни и колеса (z > 17) с округлением до ближайшего целого значения
Определяем геометрические размеры шестерни (индекс 1) и колеса (индекс 2):
- делительные диаметры:
- диаметры вершин зубьев:
Определение диаметра отверстия в ступице шестерни и колеса; диаметры отверстий должны быть равны диаметрам валов.
Расчёт диаметра вала (ориентировочный) проводится по пониженным допускаемым касательным напряжениям МПа.
Назначаем допускаемые напряжения:
5 Определение допускаемых напряжений для расчёта зубьев на изгиб
Определение запаса прочности и предела длительной выносливости по изгибным напряжениям для материалов твёрдость которых по параметру НВ не превышает 350.
Определение допускаемых напряжений изгиба:
6 Расчёт на сопротивление усталости зубьев по напряжениям изгиба (проверочный расчёт)
Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса:
Определение коэффициентов формы зуба по эквивалентным числам зубьев.
Определение коэффициента наклона зуба :
Определение окружной силы действующей на зубья колеса
Определение коэффициентов долговечности по изгибу для зубьев шестерни и колеса.
База изгибных напряжений
Для НВ не более 350: так как 1 то принимаем =1.
Определение коэффициента нагрузки при расчете зубьев на изгиб (НВ 12 не более 350) косозубой передачи.
Коэффициент распределения нагрузки. Принимаем
Коэффициент концентрации нагрузки. Принимаем
Коэффициент динамичности. Принимаем
Определение фактических напряжений изгиба для шестерни и колеса:
Проверка прочности по переменным изгибным напряжениям :
Поскольку фактические изгибные напряжения зубьев шестерни не превышают допускаемые напряжения то условие прочности выполняется.
Расчет открытой клиноременной передачи
Рисунок 3.1 – Геометрические и силовые параметры ременной передачи
1 Проектный расчет и определение геометрических параметров
Для передачи выбираем резинотканевый (кордшнуровый) приводной клиновый ремень.
В зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения по номограмме [7 с.86 рис.5.2-5.3] выбираем сечение ремня
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от выбранного ремня. Принимаем [7 с.87 табл.5.4].
Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива . В целях повышения срока службы ремня выбираем ведущий шкив с диаметром несколько больше [7 с.448 табл. К40]. Принимаем
Определяем диаметр ведомого шкива [7 с. 87]:
где - коэффициент скольжения [7 с. 87]. Принимаем
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного принимаем [7 с.448 табл. К40].
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного [7 с. 88]:
Ориентировочное межосевое расстояние [7 с. 88]:
где - высота сечения клинового ремня [7 с.440 табл.К31].
Расчетная длина ремня [7 с. 88]:
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем [7 с.440 табл. К31].
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня [7 с. 88]:
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 001 для того чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения на 0025l[7 с. 88].
Таким образом минимальное и максимальное значения межосевого расстояния при монтаже передачи равны:
Угол обхвата ремнем ведущего шкива [7 с. 88]:
где - допускаемое значение угла обхвата ().
Скорость ремня [7 с. 88]:
где - допускаемая скорость для клиновых ремней [7 c. 88].
Частота пробегов ремня [7 с. 88]:
- допускаемая частота пробегов [7 с. 88].
Допускаемая мощность передаваемая одним клиновым ремнем [7 c. 88]:
где - допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнем. Определяется в зависимости от сечения ремня его скорости и диаметра ведущего шкива [7 с. 89-90 табл. 5.5]:
- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы учитывая характер нагрузки рабочей машины и режим работы принимаем [7 с.82 табл. 5.2];
- коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве при угле обхвата принимаем [7 с.82 табл. 5.2];
- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой при расчетной длине ремнямм и базовой длине ремня тогда [7 с.83 табл. 5.2];
- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи при ожидаемом числе ремней [7 с.83 табл. 5.2].
Требуемое количество клиновых ремней [7 с. 90]:
Принимаем число ремней
Сила предварительного натяжения ветви одного клинового ремня [7 c. 91]:
Окружная сила передаваемая комплектом клиновых ремней [7 с. 91]:
Сила натяжения ведущей и ведомой ветви [7 с. 91]:
Сила давления комплекта клиновых ремней на вал [7 с. 91]:
2 Проверочный расчет
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по условию [7 с.84]:
где - допускаемое напряжение растяжения для клиновых ремней [7с.85].
Напряжение растяжения в клиновом ремне [7 с.84]:
где - площадь поперечного сечения ремня [7 с.440 табл.К31].
Напряжения изгиба в клиновом ремне [7 с.84]:
где - модуль продольной упругости ремня при изгибе [7 с.84]. Принимаем ;
- высота сечения клинового ремня [7 с.440 табл.К31].
Напряжения от центробежных сил [7 с.84]:
где - плотность материала ремня для клиновых ремней [7 с.85]. Принимаем
Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня:
Компоновка редуктора
Эскиз цилиндрического редуктора рекомендуется разрабатывать в определённой последовательности. Первоначально выверяем структурную схему редуктора – положение и направление входного (быстроходного) и выходного (тихоходного) валов редуктора должно точно соответствовать изображению на схеме привода.
Компоновку производим поэтапно по рекомендации изложенной в [3].
Производим разработку кинематической схемы редуктора с последующим переходом к конструированию т.е. к определению положения формы и размеров отдельных элементов устройства:
- изображаем оси валов при этом межосевое расстояния aw соответствует расчетным значениям;
- схематически по габаритным размерам (диаметры вершин da и ширины венцов b) в виде прямоугольников изображаем колеса причем расстояния между торцами колес соседних ступеней устанавливаются с некоторым запасом: e1 = 10 15 мм;
- намечаем положение опор (подшипников) валов;
- обозначаем диаметры начальных окружностей dw ;
- предварительно изображаем контуры валов по известным диаметрам dв а длины валов принимаем примерно и уточняем при дальнейшей проработке.
Определяем внутренние и наружные размеры корпуса [3 с.6].
Вычисляем толщину стенки редуктора с округлением до целого числа. Для одноступенчатого редуктора:
- вычисляем минимальный радиальный зазор между зубчатым колесом:
- вычисляем радиальные зазоры от поверхностей вершин зубьев до внутренних поверхностей стенок редуктора:
- вычисляем расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до торцевой поверхности вращающихся колес:
- определяем диаметры болтов для крепления корпуса и крышки редуктора [3 с.66]:
– при установке болтов рядом с подшипниками;
– в остальных местах фланцевого соединения;
- определяем ширину фланцев корпуса соединяемых болтами диаметром dб:
а) вдоль длинной стороны редуктора где устанавливаются стягивающие болты подшипникового узла:
б) вдоль короткой стороны редуктора где устанавливаются соединительные болты:
Подбор подшипников:
- ориентируясь на диаметры валов предварительно выбираем по каталогу подшипники качения легкой серии 208 и 210;
- определяем габаритные размеры подшипника (диаметр наружного кольца – D; ширину колец шарикоподшипника – В) [5 с.16-20 табл.А1 ]:
- определяем расстояния от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения:
- схематически изображаем подшипники.
Конструирование накладных крышек (глухих и сквозных) для подшипниковых узлов а также консольных частей быстроходного и тихоходного валов:
- определяем размеры боковых накладных крышек [3 с.8 табл.2]:
а) диаметр окружности расположения крепежных болтов:
- быстроходный вал:
б) наружный диаметр диска фланцевой части крышки:
в) толщина диска фланцевой части крышки – h1:
- определяем стандартные длины цилиндрических концов входного Lст1 и выходного валов Lст2 предназначенные для размещения полумуфт редуктора шкива звездочки и других деталей открытых передач.
Окончательно оформляем эскиза компоновки:
- проставляем все заданные и вычисленные размеры;
- дополнительно составляем расчетные схемы валов с указанием сечений в которых действуют приложенные к валу результирующие силы от зацепления в передачах и от воздействия на консольные участки вала насаженных деталей;
- геометрически (измерением или вычислением) определяем размеры грузовых участков на расчётных схемах валов.
Расчет вала на прочность
Вращающий момент на валу
Делительный диаметр колеса
Угол наклона зубьев = 97º.
Вал установлен на двух шариковых радиальных однорядных подшипниках.
На конце выходного вала расположена полумуфта упругой втулочно-пальцевой муфты с номинальным вращающим моментом
Материал вала - конструкционная сталь марки 35 с термообработкой (нормализация). Прочностные характеристики по приложению Д [4 с.28]:
- предел прочности в = 540 МПа
- предел текучести т = 320 МПа
- предел текучести при кручении т = 160 МПа
- предел выносливости при изгибе –1 = 270 МПа
- предел выносливости при кручении –1 = 160 МПа.
1 Силы действующие в зацеплении
Силы действующие на колесо от зацепления с шестерней в цилиндрической косозубой передаче по формулам приложения В [4 с.22]:
- результирующая сила нормального давления:
2 Определение реакций в шарнирных опорах
Расчет производим по рекомендациям изложенным в [4].
Радиальная сила на вал от упругой втулочно-пальцевой муфты:
где - диаметр окружности на которой расположены пальцы упругой муфты.
Приведение сил к оси вала осуществляем по Приложению Г. Изгибающий момент от осевой силы в вертикальной плоскости:
Радиальные реакции опор от сил действующих на вал определяем из уравнений равновесия.
Реакции опор в вертикальной плоскости (V):
- сумма моментов относительно опоры (А):
- сумма моментов относительно опоры (В):
Реакции найдены правильно.
Реакции опор в горизонтальной плоскости (Н):
Суммарные реакции опор необходимые для расчета подшипников:
Реакции опор от радиальной силы муфты определяем из уравнений равновесия:
Знак « – » означает что действительное направление вектора противоположно предварительно заданному направлению на схеме. Предварительно направление вектора было принято совпадающим с направлением оси y действительное направление противоположно направлению оси y.
Определяем максимальные радиальные реакции опор необходимые для расчета подшипников.
Условно принимаем что направления векторов и и при вращении вала периодически совпадают (самое неблагоприятное сочетание):
3 Определение внутренних силовых факторов
Определение внутренних изгибающих моментов от действия сил меняющих свое положение относительно вращающегося вала:
В вертикальной плоскости (V):
- на первом участке для левой и правой границы:
- на втором участке для левой и правой границы:
В горизонтальной плоскости (Н):
Определение внутренних изгибающих моментов от действия сил не меняющих свое положение относительно вращающегося вала:
- на первом участка для правой границы:
- на втором участке для правой границы:
Суммарные изгибающие моменты от сил меняющих положение относительно вала:
- на первом участке для правой границы:
- на втором участке для левой границы:
- на третьем участке:
Максимальные суммарные изгибающие моменты для сил меняющих и не меняющих положение относительно вала:
- на третьем участке для левой границы:
Крутящий момент на границах участков:
- на первом участке ;
- на втором участке ;
- на третьем участке
Эквивалентные моменты на границах участков:
- на третьем участке для правой границы:
Из эпюры находим координату опасного сечения вала с максимальным эквивалентным моментом: под подшипником качения
4 Расчет на статическую прочность
Геометрические характеристики в опасном сечении вала по Приложению Ж [4].
Осевой момент сопротивления сечения ослабленного шпоночной канавкой. Для обычной призматической шпонки размеры ее сечения зависят от диаметра вала и определяются по справочной литературе.
Диаметр вала под ступицей зубчатого колеса ширина сечения шпонки b = 16 мм высота сечения шпонки h = 10 мм:
Действующее в опасном сечении вала эквивалентное напряжение:
Коэффициент учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовки вала из углеродистой стали по сравнению с образцом при испытании:
Допускаемое напряжение по пределу текучести для материала вала при изгибе:
Проверка условия статической прочности:
Условие статической прочности вала выполняется.
Рисунок – Конструкция тихоходного вала редуктора расчетные схемы и эпюры моментов
В качестве муфты выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую.
Муфты подбирают по наибольшему диаметру соединяемых валов с соблюдением условия:
где Тр - расчетный крутящий момент:
[Т] - допускаемый крутящий момент принимаемый из справочных таблиц к выбираемой муфте.
где Т - крутящий момент на соединяемых валах Нм;
К - коэффициент режима работы муфты (К=15).
Выбираем муфту с диаметром вала равным 45 мм.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-45-1 по ГОСТ 21424-93 [6].
Рисунок 6.1 - Муфта втулочно-пальцевая:
- полумуфты; 3 - палец; 4 - втулка упругая; 5 - шайба для пальцев;
- шайба стопорная; 7- гайка
Максимальные радиальные реакции опор (из ранее выполненного расчета вала на статическую прочность):
Внешняя осевая сила действующая на вал от зацепления:
Частота вращения вала:
Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%
Диаметры посадочных поверхностей вала под подшипниками d = 50 мм (из компоновки редуктора).
Условия эксплуатации подшипников – нормальные.
Ожидаемая рабочая температура t = 50 ºC.
Рисунок 7.1 – Расчетная схема
Расчет производим по приложению Ж [5].
Предварительно назначены шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии – 210. Схема установки подшипников – враспор.
Для принятых подшипников [5 табл. А1] находим:
Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует что осевую силу воспринимает опора (А).
Из таблицы Г.1 [5] находим ближайшие к нему значения: меньшее - 0014 и большее – 0028 для которых известны параметры осевого нагружения (019 и 022). Применяя линейную интерполяцию в заданных интервалах определяем искомую величину = 0211.
Для опоры (А) отношение:
где V = 1 при вращении внутреннего кольца.
Так как вычисленное отношение оказалось меньше то принимаем Х = 1 и
Опора (В) не воспринимает осевую нагрузку. Поэтому коэффициенты: Х = 1 и Y = 0 [5 табл. Г1].
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на опору (А).
Принимаем ; (t 100 ºС) [5 табл.2]:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на опору (В). Принимаем ; (t 100 º39949
Дальнейший расчет выполняем для более нагруженного подшипника опоры (В). Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90% в обычных условиях его применения: а = 08 (шариковый подшипник):
Так как расчетный ресурс больше требуемого то предварительно назначенный подшипник 210 пригоден.
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78.
Рисунок 8.1 – Схема установки шпонки
Проверим шпоночное соединение по напряжениям смятия.
Условие прочности на смятие:
где - передаваемый вращающий момент;
- диаметр вала в месте установки шпонки мм;
- глубина шпоночного паза на валу мм;
b - ширина шпонки мм;
- допускаемое напряжение на смятие ..
Рассчитаем шпонку выходного участка ведущего вала.
Условие прочности выполняется.
Рассчитаем шпонку выходного участка ведомого вала.
Рассчитаем шпонку участка вала под зубчатым колесом.
При выполнении курсового проекта пройдя от кинематического расчета до сведения привода в графическом материале был спроектирован необходимый нам привод ленточного конвейера.
В ходе проектирования был выполнен кинематический расчет с выбором электродвигателя расчет зубчатой передачи редуктора определены основные конструктивные размеры валов и элементов привода. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты вала и подшипников качения.
Спроектированный в данной работе привод с цилиндрическим редуктором с косозубой передачей соответствует техническому заданию.
В результате освоили и приобрели навыки конструирования и расчетов научились правильно и обоснованно применять полученные знания для решения конкретных задач.
Список использованных источников
Матюшин Е. Г. Детали машин и основы проектирования. Курсовой проект [Текст]: методические указания Е. Г. Матюшин А. Н. Луцко М. Д. Телепнев. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ) 2014. – 44 с.
Матюшин Е. Г. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи: методические указания Е. Г. Матюшин А. Н. Луцко. – СПб.: Изд-во СПбГТИ(ТУ) 2014. – 35 с.
Телепнев М. Д. Эскиз компоновки цилиндрического редуктора: методические указания М. Д. Телепнев А. Н. Луцко. – СПб. : СПбГТИ(ТУ) 2014. – 16 с.
Телепнев М. Д. Расчеты валов редуктора: методические указания М. Д. Телепнев А. Н. Луцко. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ) 2014. – 47 с.
Телепнев М. Д. Расчет подшипников редуктора: методические указания М. Д. Телепнев А. Н. Луцко. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ) 2014. – 40 с.
Курмаз Л. В. Конструирование узлов и деталей машин : учебное пособие для вузов Л. В. Курмаз О. Л. Курмаз. – М. : Высш. шк. 2007. – 455 с.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин : Учеб. пособие А. Е. Шейнблит. – Изд. 2-е перераб. и доп. – Калининград : Янтар. сказ 2005. 456 с.

Привод.cdw

Техническая характеристика
Крутящий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число привода 7
Номинальная мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Размеры без допусков для справок.
Вращение валов должно быть без заметных вибраций.