Привод пластинчатого конвейера схема 33 вариант 11

Общий вид.cdw

двигателя и редуктора - 1
редуктора и звездочки - 0
Крепить к раме конвейера
ППК.6.5.1.03.01.00 ВС
двигателя и редуктора - 0
Техническая характеристика
Технические требования
Перекос валов не более:
Радиальное смещение валов не более:
Число оборотов электродвигателя 735 обмин
Окружное усилие на звездочке 6
Общее передаточное чичло привода 83
Мощность электродвигателя 1
Скорость звездочки 0
План фундамента (1:1)

Спецификация(лист1).spw

Редуктор цилиндрический
Белорусско-Российский университет
Пробка сливного отверстия
Винт М4 х 13 ГОСТ 1491-80
Гайки по ГОСТ 5915-70
Гайка М8 ГОСТ 5916-70
Манжеты по ГОСТ 8752-79
Пошипники по ГОСТ 8338-75
Рым-болт М16.19 ГОСТ4751-73
Шайбы по ГОСТ 6402-70
Шпонки по ГОСТ 23360-78

Записька.doc

Техническое задание
Энергетический и кинематический расчеты привода 4
Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений9
для зубчатых передач
Расчет зубчатой передачи 14
1 Проектный расчет передачи 14
2 Проверочный расчет передачи 17
2.1 Проверочный расчет передачи по контактным 17
2.2 Проверочный расчет передачи по напряжениям 18
3 Расчет геометрических параметров передачи 19
1 Проектный расчет валов 21
Подбор и анализ шпонок26
Выбор подшипников качения27
1 Проверочный расчет подшипников качения 28
Список использованных источников 33
Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях относящихся к объемной и контактной прочности материаловедению теплотехнике гидравлике теории упругости строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов теоретической механики машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты массу стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 001. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. Передаваемые моменты достигают 5*106 Н*м. Диаметры колес например в передачах на гребной винт судовых установок доходят до 6 м.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические с прямыми зубьями и косозубые гипоидные червячные глобоидные одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями среди которых основными являются КПД габаритные размеры масса плавность работы и вибронагруженность технологические требования предпочитаемое количество изделий.
Энергокинематический расчёт привода
Цель энергокинематического расчета – подбор электродвигателя и определение частот вращения и крутящих моментов на всех валах привода. Эти данные являются исходными данными для дальнейших проектных расчетов передач привода.
Схема привода представлена на рисунке 1.
– Электродвигатель; 2 – Муфта упругая; 3 – Редуктор; 4 –Муфта жестко-компенсирующая; 5 – Вал приводной со звездочкой;
Рисунок 1 – Схема привода
Исходные данные к расчёту следующие:
Тяговое усилие одной цепи Ft=65 кН;
Срок службы привода 8 лет;
Скорость цепи конвейера V= 018 мс;
Число зубьев звездочки z=10;
Режим работы лёгкий.
1 Подбор электродвигателя
Выбор электродвигателя осуществляется по мощности требуемой для обеспечения передачи крутящего момента на звездочке. Мощность на приводном валу Р3 кВт рассчитывается по формуле [1]:
где - окружная скорость на приводном валу мс.
Общий КПД определяется как произведение КПД элементов привода т.е. по формуле [1]:
общ= ц.п3·п.п5·м2 (1.2)
где м- КПД муфты соединительной м= 098;
ц.п - КПД цилиндрической прямозубой передачи п.п. = 097;
п.п.- КПД одной пары подшипников п.п.= 099.
Значения КПД взяты из таблицы 1.1 [1].
общ=0973·0995·0982=083
Требуемую мощность электродвигателя Pэдтр кВт определим по формуле [1]:
Частота вращения приводного вала мин-1:
Определим предварительно частоту вращения двигателя nдв мин-1 по формуле [1]:
Где передаточное число цилиндрической прямозубой передачи;
- передаточное число цилиндрической прямозубой передачи;
- передаточное число цилиндрической прямозубой передачи.
Предварительно по таблице 1.2 [1] принимаем =4 =4 =4. Тогда
По требуемой мощности электродвигателя и частоте вращения по
таблице 16.7.1 [2]. Выбираем электродвигатель асинхронный 4А100L8У3 (ГОСТ 28330-89) с частотой вращения =720 мин-1 и мощностью Р=15 кВт.
2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
Для определения частот вращения на валах привода окончательно назначим передаточные числа передач:
Общее передаточное число привода U0 рассчитаем по формуле [1]:
Где nдв- реальная частота вращения электродвигателя мин-1.
Передаточное число цилиндрической зубчатой прямозубой передачи оставляем . Тогда передаточное число цилиндрической прямозубой передачи:
Определим угловые скорости на валах привода (обозначения валов соответствует обозначениям на рисунке 1.1):
Рисунок 1.1- Обозначения валов.
Определим угловые скорости валов:
Угловая скорость вала I:
Угловая скорость вала II:
Угловая скорость вала III:
Угловая скорость вала :
Рассчитаем частоты вращения на валах:
Частота вращения на валу I:
Частота вращения на валу II:
Частота вращения на валу III:
Частота вращения на валу IV и V:
Рассчитаем мощности на валах привода:
Мощность на валу I:
Мощность на валу II:
Мощность на валу III:
Мощность на валу IV:
Мощность на валу V:
Крутящие моменты на валах Ti Н·м определяются по формуле:
Крутящий момент на валу I:
Крутящий момент на валу II:
Крутящий момент на валу III:
Крутящий момент на валу IV:
Крутящий момент на валу V:
Таблица 1 – расчётные нагрузки
Мощность на валу кВт
Крутящий момент на валу
Частота вращения вала мин-1
Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений
для зубчатых передач
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка). По [1табл87] назначаем термообработку: для колес – улучшение до НВ 230..260.
для шестерен – азотирование до НRC 50 59;
При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.
Быстроходная ступень
Для колеса предел контактной выносливости [1 табл. 8.9].
Число циклов напряжений по формуле (865) из [1]
где Ксут - коэффициент использования передачи в сутках;
Кгод - коэффициент использования передачи в году;
L - срок службы лет;
с – число зацеплений зуба за один оборот;
n – частота вращения колеса;
По графикам [1 рис. 8.40] для 240 НВ для 50 60 HRC
По табл. 8.10 выбираем
Для шестерни [1 табл89]: мПа
Определяем эквивалентное напряжение по формуле (8.56) из [1]:
так как условие не выполняется то берём наименьшее значение:
Сравнивается и отмечаем что колеса . При этом принимается . Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса как более слабому.
По формуле (8.67) из [1]:
где - предел выносливости зубьев [1 табл. 8.9];
SF – коэффициент безопасности [1 табл. 8.9];
YA – коэффициент долговечности;
YN – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
Расчёт будем вести по большему значению МПа.
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.
Предельные напряжения изгиба
Промежуточная ступень
Определяем допускаемые напряжения:
Для колеса по [1 табл. 8.9]:
Число циклов напряжений
Определяем эквивалентное напряжение:
так как условие не выполняется то берём наименьшее значение: МПа
Найдём допускаемые напряжения изгиба по формуле (9.14) из [1]:
Предельные напряжения изгиба.
Найдём допускаемые напряжения изгиба:
Расчет зубчатой передачи
1 Проектный расчет передачи
Расчет многоступенчатых редукторов принято начинать с расчетов наиболее нагруженной ступени так как именно она определяет габаритные размеры редуктора. В нашем случае – это быстроходная передача.
Быстроходная ступень.
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния [Табл. 8.4].
Коэффициент ширины колеса относительно диаметра [1табл 8.4]:
Принимаем [1рис. 8.15].
Межосевое расстояние формуле (813)из [1]
Определим ширину колеса b W мм по формуле (8.16) [2]:
Принимаем bW=31 мм.
Определим модуль передачи m мм по формуле
где m– коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5 [2] в зависимости от твердости(при H 350 HB m=30 20). Принимаем m= 25 тогда
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 2.
Определяем числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 делительный диаметр колеса d2 и межосевое расстояние передачи aW по формулам :
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число:
Принимаем bW=53 мм.
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m =2 .
Принимаем bW=82 мм.
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m =35 .
2 Проверочный расчет передачи
2.1 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Тихоходная передача.
По табл.8.2 [1] назначаем 9-ую степень точности. По табл.8.3 [1] коэффициент от окружной скорости кНV=1.05. Коэффициент расчётной нагрузки:
Определяем контактные напряжения:
Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:
H= 5572 МПа [H]=5989 МПа
Условия прочности соблюдаются.
2.2 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
Выполняем проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба F МПа по формуле [2]:
где YFS- коэффициент формы зуба ( выбирается по графику рисунок 8.20 [2] в зависимости от числа зубьев зубчатого колеса и коэффициента смещения;
Ft- окружное усилие на зубчатом колесе Н;
KF- коэффициент расчётной нагрузки.
По рисунку 8.20 [2] при коэффициенте смещения x = 0:
для шестерни при числе зубьев z1=31 YFS1=382;
для колеса при числе зубьев z2=124 YFS2=372;
Для колеса и для шестерни находим отношение
Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению т.е по шестерни.
Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле (8.4) [2]:
где KFα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
KF - коэффициент концентрации нагрузки ( выбирается по графикам
KFv- коэффициент динамической нагрузки (выбирается по таблице 8.3 [2]).
По рекомендациям стр. 133 [2] в расчётах принимается KFα=KНα и в нашем случае KFα = 118.
По графикам на рисунке 8.15 [2] при bd=0875 и твердости поверхности зубьев 270 HB выбираем KF = 104.
По таблице 8.3 [2] при степени точности колес – 9 твердости поверхности зубьев 270 HB и окружной скорости v=018 мс выбираем KFv= 104.
Тогда коэффициент расчётной нагрузки:
Окружное усилие на шестерне Ft Н определяем по формуле (8.5) [2]:
Напряжения изгиба в передаче:
Условия прочности соблюдаются.
3 Расчет геометрических параметров передачи
Делительные диаметры колеса:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
1 Проектный расчет валов
Произведем расчет тихоходного вала
Дано: Т4 = 3453 Н м; n4 = 346 обмин; Ft = 65 кH;
Назначаем материал: Сталь 45.
Термообработка: нормализация
МПа ( таб.8.8 стр.162 [1]);
МПа ( таб.8.8 стр.162 [1]).
Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный):
где МПа - допускаемое напряжение при кручении.
Выбираем диаметры вала:
d=45 мм – диаметр в месте посадки муфты;
dп=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников;
dк=55 мм – диаметр в месте посадки колеса.
Определяем силы в зацеплении:
Определяем силу в месте посадки муфты:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):
Опорные реакции горизонтальной плоскости:
Опасным сечением будет сечение в опоре B.
Проверим статическую прочность вала в этом сечении.
Предельно допускаемое напряжение:
Амплитуда циклов напряжений:
где dп – диаметр посадки подшипника мм.
Условия прочности выполняются.
Определим пределы выносливости:
Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3 с.299 [1]):
где и - амплитуды переменных составляющих;
и - амплитуда постоянных составляющих;
и - масштабные коэффициенты;
и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений.
По графику 15.5 с. 301 [1] кривая 2 находим =0.68;
По графику 15.6 с. 301 [1] кривая 1 находим =1 МПа;
По таблице 15.1 с. 300 [1] получаем =1.85 МПа и =1.4 МПа;
По формуле 15.3 с.299 [1] определим суммарный коэффициент запаса:
Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2 с. 303 [1]. Средний диаметр dср=372 мм.
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:
Определяем суммарный прогиб:
Определяем допускаемый прогиб (с.302 [1]):
Так как то вал отвечает необходимым условиям жёсткости.
Подбор и анализ шпонок
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения согласуя с размером ступицы.
Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88 [1]):
Проверяем шпонки установленные на быстроходном валу:
Аналогично проводим расчеты для остальных шпонок.
Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия так как при посадках с натягом Мпа.
По результатам подсчётов составляем таблицу.
Таблица 3 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
Подбор подшипников валов редуктора проверка по динамической грузоподъемности подшипников тихоходного вала.
По диаметрам валов под подшипники выбираем подшипники: Радиально-шариковые по ГОСТ 8338-75 для всех валов так как Н. Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 1.
Таблица 1 – Подшипники шариковые радиально-упорные по ГОСТ 8338-75
Обозначение подшипников
Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.
Определяем полные радиальные реакции опор А и В.
Производим проверку опоры А так как она наиболее нагружена.
Условием выбора подшипника по динамической грузоподъёмности является:
где - требуемая динамическая грузоподъёмность
р=333 –для роликовых подшипников;
Ра- эквивалентная нагрузка.
где - коэффициент безопасности
- ресурс работы редуктора млн. об.(6.3)
- паспортная динамическая грузоподъёмность
Условие по динамической грузоподъёмности выполняется.
Проверим подшипники по статический грузоподъёмности:
Для соединения вала редуктора и приводного вала со звёздочкой применяем зубчатую жестко-компенсирующую муфту по ГОСТ P 50895-96 Муфта 1-10000-100-1 У2.
Определяем расчётный момент передаваемый муфтой (с. 364 [2]):
где =2 - коэффициент режима работы (табл. 17.1 с.381 [2])
Момент передаваемый муфтой T=10000Н.м
Проверим муфту по напряжениям смятия:
где m=3 мм – модуль зацепления;
z =52– число зубьев;
b=25 мм– длина зуба.
Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93 Муфта 125-28-1-У3.
Определяем расчётный момент (с. 364 [2]):
Момент передаваемый муфтой 125 Н.м
Проверим муфту по напряжениям смятия резиновых втулок (17.8 с.372 [2]):
где мм – диаметр окружности на которой расположены пальцы
- длина резиновой втулки
Проверка муфты по напряжению изгиба пальцев:
Муфты отвечают всем условиям прочности.
В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому что окружные скорости не превышают 12..15 мс.
По рекомендациям [1] меньшее колесо должно погружаться в масло не менее чем на две высоты зуба. Т.к. колесо быстроходной ступени не смазывалось в конструкцию редуктора добавили паразитную шестерню.
Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85 имеющее кинетическую вязкость .
Объём заливаемого масла определяем по формуле:
Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Литол-24.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловеденье.
Целью данного проекта является проектирование привода конвейера который состоит как из стандартных (двигатель муфта болты звёздочка подшипники и т.д.) деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных технологических экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора валы и др.).
В ходе решения поставленные передом ной задач была основана методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надёжность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам так и при выполнении дипломного проекта.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк. 1991. – 382 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцев Б.С. Расчёты деталей машин. – Мн.: Выш. шк. 1986. – 400 с.
Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие Л.В.Курмаз А.Т.Скобейда. – Мн.: УП ”Технопринт” 2001. – 290 с.

Спецификация Рама.spw

Спецификация Общий вид.spw

Вновь разработанные изделия
Болты по ГОСТ 7798-70
Гайки по ГОСТ 5916-70
Шайбы по ГОСТ 6402-70
Муфта 1-10000-100-1 У2
А100L8У3 ГОСТ 28330-89

Эскиз. компоновка+.cdw

Рама редуктора+.cdw

После сварки раму отжечь и рихтовать
Платики обработать и сверилить отверстия после рихтовки
Раму покрыть грунтовкой ГФ-020 и эмалью ПФ-133 по ГОСТ
Остальные требования по СТБ 1022-96

Спецификация привод вал (лист 2).spw

Болты по ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5916-70
Кольцо A100.65Г ГОСТ 13942-86
Манжета 1.1-120x145-1 ГОСТ 8752-79
Муфта 1-10000-100-1 У2 ГОСТ Р 50895-96
Подшипник 1220 ГОСТ 28428-90
Шайба 2 12Л ГОСТ 6402-70
Шпонки по ГОСТ 2333-78

Сборочный (лист1)+.cdw

Редуктор цилиндрический
Технические характеристики
Мощность на входном валу
Мощность на выходном валу
Частота вращения входного вала
Общее передаточное число редуктора 83
Плоскость разъема покрыть герметиком УТ-34 ГОСТ 24285-80
Красить снаружи и внутри серой эмалью ГОСТ 6465-76
В редуктор залить масло трансмиссионное марка ТМ-3-9
ГОСТ 1747.2-85 в колличестве 5 литров.
В собранном редукторе валы должны проворачиваться плавно и

Деталировка А3.cdw

Угол накл. линии зуба
Направление линии зуба
Норм. исходный контур
После азотирования твердость
поверхности зубьев 50 59 HRC
при твердости сердцевины 26 30 HRC
Неуказанные радиусы 1
Остальные требования по СТБ 1014-95
Сталь 40Х ГОСТ 1133-71
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Номинальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности ГОСТ1643-81
Длина общей нормали на зуб
Межосевое расстояние
Капролон В ТУ 6-05-988

Приводной вал(лист2)+.cdw

Техническая характеристика
Тяговое усилие Ft = 6
Окружная скорость V = 0
Технические требования
Подшипники смазать солидолом
При мантаже угол перекоса вала не более 2
Вал пиводной красить эмалью ПФ133-ГОСТ 926-88
После мантажа вал должен проворачиваться без заедания