Проектирование привода цепного транспортера

ПРИМЕР (Восстановлен).docx

Кинематический расчет привода5
Выбор материала и определение допускаемых напряжений8
Выполнить расчет закрытой прямозубой конической передачи10
Расчет цепной передачи13
Схема сил в зацеплении для привода17
Предварительный расчёт валов18
Предварительное конструирование валов20
Конструирование зубчатых колес редуктора22
Эскизная компоновка привода23
Проверочный расчет второго вала на статическую прочность24
Проверочный расчет четвертого вала по переменным напряжениям28
Подбор подшипников качения для второго вала30
Расчёт шпоночных соединений32
Расчет корпусных деталей33
Список использованных источников35
В данной работе приведен подробный расчет привода цепного транспортера на основании задания выданного кафедрой «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств» СФУ. Выполнение данной работы направлено на обучение основам и формирование навыков в выполнении: расчета деталей и узлов машин; конструирования; оформления конструкторской документации.
В процессе выполнения расчета и проектирования цепного транспортера по заданным исходным данным сначала был подобран электродвигатель заданной модели но с параметрами необходимыми для реализации заданных выходных параметров. Далее подобраны необходимые передаточные отношения в соответствии со стандартными значениями и просчитаны кинематические характеристики необходимые для дальнейших расчетов.
На следующем этапе выбран материал зубчатых шестерен и колес и их термообработка позволяющий сразу предположить нагрузочную способность зубьев и геометрические размеры редуктора на основании этого рассчитаны контактные и изгибающие напряжения в зацеплении далее рассчитаны параметры зубчатых передач.
После чего выполнен эскизный проект дающий предварительное представление о редукторе. Конструктивно по известным зависимостям приняты размеры под сопрягаемые и крепежные элементы вала.
На основании вычисленных ранее кинематических характеристик выбраны подшипники и проведен расчет на заданный ресурс работы. Выполнен проектный и проверочный расчеты валов.
Выполнены требуемые чертежи: чертеж общего вида привода сборочный чертеж редуктора чертеж вала.
Кинематический расчет привода
Рисунок 1 – Схема передач входящих в привод
Дано: Pвых = 3 кВт; nвых =125 обмин.
1Вычислим требуемую мощность привода по формуле
где общ – общий КПД привода вычисляется по формуле
где1 =096 – КПД конического редуктора;
=094 – КПД цепной передачи.
2 Вычислим требуемое число оборотов двигателя.
Прежде чем выбрать двигатель по найденной мощности Ртр необходимо определить требуемое число оборотов двигателя для данного привода. Для этого вычислим общее передаточное отношение привода:
i2=25– передаточное отношение цепной передачи.
Из формулы (3) определим
Принимаем двигатель 112МА6950
т.к. nдв=950 то пересчитываем общее передаточное отношение привода
3 Определяем мощность на каждом валу:
4 Определяем обороты каждого вала:
5 Вычисление угловой скорости
6 Определяем моменты на валах:
Выполняем проверку :
Выбор материала и определение допускаемых напряжений
1 Твердость материала шестерни должна быть на 2030 единиц выше твердости колеса .
Принимаем материал сталь 40Х
2. Пределы выносливости по контактным напряжениям:
3. Вычисляем допускаемые контактные напряжения:
где требуемый коэффициент безопасности. При улучшении или нормализации ; коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы и режима передачи. Для базового числа циклов ().
Расчет прямозубых передач ведут по меньшему значению .
4. Пределы выносливости по изгибным напряжениям вычисляются по формулам
5. Вычисляем допускаемые изгибные напряжения:
где для литых колес; для поковки; для базового числа циклов.
Выполнить расчет закрытой прямозубой конической передачи
Дано: ; P1=3392 кВт; T1=3411 Нм;
1. При несимметричном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке принимаем коэффициент ширины венца колеса по делительному диаметру [1]. Коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию вычисляется по формуле
2. Принимаем коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба [1]: при несимметричном расположении шестерни и .
3. Вычислим средний делительный диаметр шестерни
где Т1 крутящий момент на шестерне Нм; меньшее допускаемое контактное напряжение Па.
4. Вычислим ширину зубчатого венца
5. Вычислим внешний делительный диаметр колеса
6. При числе зубьев шестерни рекомендуемые значения производственного модуля
Принимаем модуль по ГОСТ 956360 [1] =3 мм.
7. Вычисляем число зубьев колеса
8. Пересчитываем фактическое значение :
отклонение от до 2%.
9. Вычисляем число зубьев шестерни
10. Вычисляем передаточное число
отклонение от передаточного отношения i составило 125 %.
11. Вычислим углы делительных конусов:
12. Вычислим основные геометрические размеры передачи:
а) внешний делительный диаметр шестерни:
б) внешний делительный диаметр вершин зубьев:
в) внешнее конусное расстояние
г) среднее конусное расстояние
13. Проверим следующие рекомендации
14. Определим средний модуль зацепления
15. Вычислим фактический средний делительный диаметр шестерни и колеса
16. Вычислим среднюю окружную скорость зубчатых колес:
Принимаем 8-ую степень точности.
17. Вычислим окружную силу
18. Определим коэффициенты динамической нагрузки для прямозубых передач при НВ 350 и скорости v 5 % ; .
19. Вычислим расчетное контактное напряжение
2 МПа 475 МПа = перенапряжение составило 273% что допустимо.
20. Вычислим эквивалентное число зубьев
Находим коэффициенты ; [1].
21. Определим напряжение изгиба в основании зуба шестерни и колеса
Условие прочности выполняется.
Расчет цепной передачи
1 По таблице 1 принимаем число зубьев малой звездочки
Передаточное отношение i
Роликовая и втулочная
Вычисляем число зубьев большой звездочки
условие соблюдается.
2 По таблице 2 интерполированием находим МПа
которое соответствует меньшему табличному значению для заданной с1.
МПа при угловой скорости меньшей звездочки радс
3 Согласно условиям работы принимаем
Вычисляем коэффициент эксплуатации
По таблице 3 принимаем цепь с шагом p=254 для которой диаметр валика мм; ширина внутреннего звена мм; вес 1 м цепи Нм.
Ширина внутреннего звена В мм
Разрушающая нагрузка Fp кН
5 Для выбранной цепи по таблице 4 максимальное значение угловой скорости с1 > с1 это условие должно выполняться.
Для роликовых и втулочных цепей
6 Вычисляем среднюю скорость цепи
7 Окружная сила передаваемая цепью
8 Расчетное давление в шарнирах принятой цепи
МПа условие выполнено.
9 Межосевое расстояние находим по формуле
10 Пересчитываем межосевое расстояние при мм.
11 Натяжение цепи от провисания ведомой ветви
12 Нагрузка на вал от натяжения цепи
где коэффициент нагрузки вала (таблица 5).
Наклон линии центров звездочек к горизонту
Схема сил в зацеплении для привода
Рисунок 2 – Схема сил в зацеплении
Предварительный расчёт валов
Вал редуктора – это ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров устанавливаемых на вал деталей.
Цель предварительного расчёта – определить диаметры выходных концов валов из условия прочности при кручении
где Wp 02d 3 – полярный момент инерции мм3; [] – условное допускаемое касательное напряжение.
Условное допускаемое касательное напряжение [] определяется по эмпирической формуле
где [] – нормальное допускаемое напряжение определяется по формуле
где оп – опасное напряжение. Для пластичных сталей за опасное напряжение можно принимать предел текучести т или предел выносливости -1.
К = 812 коэффициент запаса прочности учитывающий переменные во времени напряжения. Примем оп = т.
1 Диаметр выходного конца ранее подобранного двигателя
2 Для данного нереверсивного привода при постоянной нагрузке по рекомендациям принимаем муфту с номинальным крутящим моментом В пределах этого момента минимальный диаметр посадочного отверстия полумуфты Поэтому принимаем
3 Определяем диаметр выходного конца второго вала. Материал ведущего вала тот же что и для шестерни т.е. сталь 40Х т.к. они изготовлены как одно целое. Предел прочности
Вычисляем диаметр выходного конца вала
Определяем диметр выходного конца третьего вала
Предварительное конструирование валов
По конструкции валы обычно бывают ступенчатыми. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении а также возможностью сборки деталей. При сборке должно быть обеспечено свободное передвижение детали по валу до места её посадки.
Диаметры валов в местах посадки сопряженных с валом деталей должны быть выравнены до стандартных значений. Диаметры внутренних колец подшипников качения от 20 мм кратны 5.
Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики (рис. 3) высота заплечиков которых ориентировочно может быть принята в пределах .
Радиус галтели r при переходе от диаметра d к большему диаметру D вала в тех местах где нет насаженных деталей (рис. 3) можно принимать по следующей рекомендации:
Рисунок 3 – Размеры свободных участков вала
Рисунок 4 – Размеры участков вала с насаженными деталями
При неподвижном соединении вала и насаженной детали (шкив или зубчатое колесо) вал имеет галтель а насаженная деталь – фаску (рис. 4). В этом случае необходимо чтобы катет фаски сбыл больше радиуса галтели
r (с > r) что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику. В этом случае величину радиуса галтели r и величину катета фаски с принимают по рекомендации:
Величина катета фаски с мм
Концы валов должны заканчиваться фасками размеры которых также принимается по выше изложенным рекомендациям.
Конструкция первого вала изображена на рисунке 5.
Рисунок 5 – Конструкция первого вала
Конструкция второго вала изображена на рисунке 6.
Рисунок 6 –Конструкция второго вала
Конструирование зубчатых колес редуктора
Основные размера колеса:
) толщина обода цилиндрических колес
) Длина ступицы колеса
) Диаметр ступицы колеса
)диаметр центровой окружности
) диаметр отверстий
) толщина диска литых колес
Эскизная компоновка привода
Эскизная компоновка привода (рисунок 8) служит для определения положения зубчатых колес и цепной передачи относительно опор для последующего выполнения проверочных расчетов валов и подбора подшипников.
Данные для определения длины валов
Рисунок 8 – Эскизная компановка
Проверочный расчет второго вала на статическую прочность
Выполняем расчёт второго вала на статическую прочность. Направление сил действующих на вал определяем по схемы сил в зацеплении. Длину вала берём с эскизной компоновки привода.
1 Составляем расчетную схему вала со всеми действующими на него силами (рисунок 9 а).
2 Составляем расчетную схему от сил действующих в вертикальной плоскости. Подшипники заменяем шарнирными опорами: одна подвижная другая неподвижная (рисунок 9 б).
а) вычисляем величину опорных реакций в вертикальной плоскости:
Для проверки правильности определения опорных реакций составляем уравнение
Проверка выполняется.
б) определяем изгибающие моменты М верт в вертикальной плоскости:
Рисунок 9 – Эпюры для второго вала
участок II 0 z2 l5 = 0080 м:
участок III 0 z3 l4 = 0148 м:
Эпюры М верт приведены на рисунке 9 в;
3 Составляем схему нагрузок в горизонтальной плоскости (рисунок 9 г).
а) Вычисляем величину опорных реакций. Силы рисуем вертикально так как на расчетах это не отражается.
б) составляем уравнения изгибающего момента в горизонтальной плоскости М гор:
участок I 0 z1 l6 = 0060 м:
Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости Мгор приведена на рисунке 9 д.
4 Результирующую эпюру изгибающих моментов строим как геометрическую сумму ординат от моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
Вычисляем значения ординат Мрез в граничных сечениях:
Эпюра результирующего изгибающего момента это ломаная линия в пространстве (рисунок 9 е).
5 Строим эпюру крутящего момента (рисунок 9 ж). Вал имеет один участок – CD на котором Нм.
6 Значение приведенного момента вычисляем в характерных точках по третьей теории прочности:
Эпюра Мприв приведена на рисунке 9 з. По эпюре Мприв устанавливается опасное сечение вала. В данном случае опасным является сечение проходящее через точку С т. е. расположенное под шестерней.
7 Выполняем проверочный расчет вала по третьей теории прочности. Вычислим эквивалентное напряжение в опасном сечении вала. Диаметр второго вала в опасном сечении мм.
где Мприв = 1918 Нм – приведенный момент в опасном сечении вала; осевой момент сопротивления; МПа
Проверочный расчет четвертого вала по переменным напряжениям
Проверку прочности вала при переменных напряжениях производим по тем же нагрузкам по которым был выполнен расчет на статическую прочность. Для расчета используем готовые эпюры (рисунок 9 е ж з).
В опасном сечении (сечение проходящее через точку С) имеем:
Mрез = 100 МПа; Мкр = 12968 МПа; d = 40 мм.
1 Вычисляем величину номинального напряжения от результирующего изгибающего момента Mрез:
Вычисляем величину номинального напряжения от крутящего момента Мкр = Т2 = 12968 Нм
Нормальные напряжения от изгибающего момента при вращении вала меняются по симметричному циклу:
Касательные напряжения в нереверсивных валах меняются по отнулевому циклу:
2 Устанавливаем величину пределов выносливости и коэффициентов.
Для стали 40Х: предел прочности МПа предел текучести МПа предел выносливости при изгибе с симметричным циклом нагружения МПа предел выносливости при кручении с симметричным циклом нагружения МПа.
Коэффициенты влияния асимметрии цикла находим из рекомендаций
Концентраторами напряжений в опасном сечении являются галтель шпоночная канавка напряженная посадка колеса. Из рекомендаций для стали 40Х с МПа находим:
галтель – k = 234; k = 242;
шпоночная канавка – k = 214; k = 205;
напряженная посадка колеса – k = 226; k = 181.
Для дальнейшего расчета принимаем k = 234; k = 242
Масштабные факторы выбираем из рекомендаций для d = 40 мм и легированной стали:
Вычисляем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Допускаемый коэффициент запаса прочности принимается равным:
[S] = 1315 для обеспечения прочности;
[S] = 254 для обеспечения жесткости.
Так как для данного вала расчет на жесткость не выполнялся то принимаем [S] = 4.
Вывод: прочность вала по переменным напряжениям и жесткость вала обеспечены.
Подбор подшипников качения для второго вала
Дано: T2 = 12968 Нм; с-1; Н; мм.
1 Вычисляем радиальные нагрузки на подшипники
Дальнейший расчет ведется по более нагруженной опоре B.
Для определения осевых составляющих от радиальных нагрузок определим величину коэффициента e. Выбираем подшипник особо легкой серии 46107* кН; кН.
Вычисляем отношение:
2 Определяем осевые составляющие от радиальных сил:
3 Определяем полные осевые реакции в соответствии со схемой нагружения подшипников
так как подшипник В нагружен больше расчет по нему.
по таблицам ГОСТ находим e = 043.
по таблицам ГОСТ принимаем X=044; Y=13.
4 Вычисляем эквивалентную нагрузку
5 Вычисляем долговечность
Данный подшипник удовлетворяет условию
Расчёт шпоночных соединений
1 Проверочный расчёт шпоночного соединения первого вала под муфтой.
Дано: Нм; мм; lст = Bзв = 825 мм.
Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 2407180: b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; t2 = 33 мм.
Вычисляем длину шпоночного паза:
Вычисляем рабочую длину шпоночного паза:
Вычисляем напряжения смятия:
2 Проверочный расчёт шпоночного соединения второго вала под ведущей звездочкой.
Дано: Нм; мм; lст = Bзв = 44 мм.
3 Проверочный расчёт шпоночного соединения второго вала под колесом.
Дано: Нм; мм; lст = Bзв = 60 мм.
Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 2407180: b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; t2 = 33 мм.
вычисленная длина шпонки соответствует стандартной длине.
Расчет корпусных деталей
)Толщина стенок корпуса и крышки конического редуктора:
мм принимаем мм принимаем мм
)Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
)Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:
) Толщина рёбер основания корпуса:
) Толщина рёбер крышки:
)Диаметры фундаментных болтов:
принимаем диаметры болтов d1=22 мм
принимаем болты с резьбой М10
) Диаметр болтов у подшипников
принимаем диаметры болтов d2=15 мм
) Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой
принимаем диаметры болтов d3=12 мм
) Размеры определяющие положение болтов d2
) Высота бобышки h принимается конструктивно так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту h.
) Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру: по торцам
) Два штифта принимаем штифты d=12
Длина штифтов: принимаем
Штифты служат для фиксации крышки редуктора относительно корпуса. Они устанавливаются еще до расточки гнезд под подшипники.
Объем масляной ванны: 05 08 л на 1 кВт мощности. В нашем случае V=175 28 м3
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
)Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов П.Ф.Дунаев О.П.Леликов. — 8-е изд. перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия» 2004. — 496 с.
)Чернавский С.А. Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин 3-е изд. М.: Машиностроение 2005 415 с.
)Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин М.: Высшая школа 2008 309с.
)Детали машин. Основы проектирования и конструирования: Метод. указания по выполнению курсового проекта Сост. Г. Н. Лимаренко В. И. Сенькин А. А. Максимова и др.; Под ред. Г. Н. Лимаренко А. А. Соломкина. Красноярск: ИПЦ КГТУ 2003. — 64 с.
)Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений —5-е изд. перераб — М.: Высш. шк. 1991. — 383 с. ил.
)Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. — 3-е изд. исправл. — М.: Машиностроение 2004. — 560 с. ил.
)Решетов Д.Н. Детали машин. 4-е изд. М.: Машиностроение 1989 496 с.

ТИТУЛЬНИК.docx

Федеральное государственное автономное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Конструкторско-технологическое обеспечение
машиностроительных производств»
Проектирование привода цепного транспортера
Пояснительная записка
подпись дата инициалы фамилия
номер группы зачетной книжки подпись дата инициалы фамилия

Спецификация_СБ.spw

Быстроходный вал-шестерня
Болт М16х20 ГОСТ 7980-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Гайка М6 ГОСТ 5927-70
Болт М12х32 ГОСТ 798-70
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70
Комплект стальных прокладок ГОСТ 7798-70
Подшипник 6608 ГОСТ 831-75
Подшипник 46310 ГОСТ 831-75
Манжета 1.1-25x52-14 ГОСТ 8752-79
Шпонка 8x7x63 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12x8x50 ГОСТ 23360-78
Кольцо 003-005-14-1-0 ГОСТ 9833-73
Стопорная многолапчатая шайба
Н.24.31 ГОСТ 11872-89
-6gx105 (S18) ГОСТ 7798-70
-6H (S18) ГОСТ 5915-70
Масло И-30А ГОСТ 20799-75

Тихоходный вал _ КП 03.003.00.00.000.cdw

Сборочный чертеж _ КП 03.003.02.00.000 СБ.cdw

ехническая характеристика
Передаточное число редуктора u=4
Вращающий момент на тихоходном валу T2=129
Частота вращения быстроходного вала n1=950 обмин.
Технические требования
Размеры для справок.
Редуктор залить маслом: индустриальное И30-А ГОСТ 20799-75.
Привод допускается эксплуатировать с отклоненением от
горизонтального положения на угол 5
. При этом должени быть
обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления и
подшипниковых узлов.
Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
КП 03.003.02.00.000 СБ

Спецификация_ОВ.spw

КП 03.003.00.00.000ПЗ
Пояснительная записка
КП 03.003.01.00.000ВО
Редуктор коническо-цилиндрический
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Болт М20 ГОСТ 7798-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Шпилька М20х150 ГОСТ 380-94
Гайка М20 ГОСТ 5927-70

Общий вид привода _ КП 03.003.01.00.000 ВО.cdw

Технические характеристики:
Частота вращения n=950(обмин).
Редуктор. Частота вращения выходного вала
Крутящий момент на выходном валу
Передача гибкой связью: цепь
Технические требования:
Привод подвергнуть обкатке
После выверки узлов привода
все болтовые соединения затянуть.
Допускаемый перекос и смещение осей
Осевое до 3мм. Радиальное до 0.2мм.