Проектирование привода подвесного конвейера

ДМ - ГЧ.dwg

*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой "Герметик". 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заеданий. 4. Редуктор обкатать согласно программе испытаний. 5. Смазка - масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75
Техническая характеристика
Передаваемая мощность
кВт 1.5 2. Частота вращения ведомого вала
мин-1 57.3 3. Крутящий момент на ведомом валу
Hм 183 4. Передаточное число редуктора 3 5. Расчетный срок службы редуктора
Технические требования
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
*. Размеры обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002.
200 230 HB. 2. Точность зубчатого колеса по ГОСТ 1643-81. 3. Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002. 4. Неуказанные штамповочные радиусы 2 4 мм
Сталь 50 ГОСТ 4543-71
Внешний окружной модуль
Коэффициент смещения
Угол делительного конуса
Осевое смещение при проверке в беззазорном зацеплении с контрольным колесом
предельные отклонения
Пятно контакта с зубьями конт- рольного колеса
Толщина зуба по хорде
Угол сходимости линий основания зуба
Обозначение чертежа сопрягаемого колеса
Наименьшее утоньшение зубьев
Измерительная высота по хорде
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Пояснительная записка

ДМ - Записка.docx

Пояснительная записка 63 с. 15 рис. 6 таблиц 10 источников 1 прило-жение.
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА ВАЛ ДВИГАТЕЛЬ СМАЗКА КОЛЕСО ШЕСТЕРНЯ МОДУЛЬ ШПОНКА.
Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода подвесного конвейера.
Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты открытых клиноременной и цепной передач а также закрытой конической передачи расчет валов подшипников корпуса редуктора. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов а также экономическую целесообразность их изготовления.
В результате спроектирован привод оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 10000 часов.
Графическая часть включает:
– сборочный чертеж редуктора – 2 листа А1;
– чертежи деталей – 2 листа А3.
Краткое описание работы привода6
Выбор электродвигателя кинематический и силовой расчеты привода8
Расчет открытых передач13
1 Расчет клиноременной передачи13
2 Расчет цепной передачи20
Расчет закрытой передачи28
2 Расчет геометрических параметров передачи30
3 Силы в зацеплении33
4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям34
5 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба36
Выбор конструкций корпусных деталей и их расчет39
Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов42
Выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора44
Проверочные расчеты валов подшипников и шпоночных соединений45
1 Расчет ведущего вала45
2 Расчет ведомого вала49
3 Расчет подшипников ведущего вала53
4 Расчет подшипников ведомого вала55
5 Методика расчета шпоночных соединений56
6 Шпонка под шкивом57
7 Шпонка под колесом57
8 Шпонка под звездочкой58
Выбор способа смазки контроля и смазочных материалов для передач и подшипников59
Выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для всех сопряжений редуктора60
Обоснование выбора отклонений размеров формы взаимного расположения параметров шероховатости поверхностей61
Список использованных источников63
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями.и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый зубчатый конический редуктор.
Зубчатые передачи являются основным видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность и как следствие малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей скоростей передаточных отношений. Недостатки: шум при работе невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа незащищенность при перегрузках возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном редукторе используются радиально-упорные подшипники которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в зубчатой передаче.
Краткое описание работы привода
На рисунке 1.1 приведена кинематическая схема привода.
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода цепного конвейера
Привод подвесного конвейера состоит из электродвигателя передающего крутящий момент на входной вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – зубчатый конический горизонтальный. На ведомом валу редуктора установлена ведущая звездочка цепной передачи передающая вращение на приводной вал на котором установлены ведущие звездочки конвейера.
Исходные данные для проектирования:
- мощность на приводном валу Р=10 кВт
- угловая скорость приводного вала =20 с-1.
Механической передачей называют устройство для передачи механического движения от двигателя к исполнительным органам машины. Может осуществляться с изменением значения и направления скорости движения с преобразованием вида движения. Необходимость применения таких устройств обусловлена нецелесообразностью а иногда и невозможностью непосредственного соединения рабочего органа машины с валом двигателя. Механизмы вращательного движения позволяют осуществить непрерывное и равномерное движение с наименьшими потерями энергии на преодоление трения и наименьшими инерционными нагрузками.
Механические передачи вращательного движения делятся:
- по способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные ременные) и зацеплением (цепные зубчатые червячные);
- по соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);
- по взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.
Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами или колесо и рейка с зубьями образующими с неподвижным звеном (корпусом) вращательную или поступательную пару.
Зубчатая передача состоит из двух колес посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней с большим числом зубьев – колесом.
Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1 а параметрам колеса – 2.
Основными преимуществами зубчатых передач являются:
- постоянство передаточного числа (отсутствие проскальзывания);
- компактность по сравнению с фрикционными и ременными передачами;
- высокий КПД (до 097 098 в одной ступени);
- большая долговечность и надежность в работе (например для редукторов общего применения установлен ресурс ~ 30 000 ч);
- возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 мс) мощностей (до десятков тысяч кВт).
- шум при высоких скоростях;
- невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа;
- необходимость высокой точности изготовления и монтажа;
- незащищенность от перегрузок;
- наличие вибраций которые возникают в результате неточного изготовления и неточной сборки передач.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода
1 Определение мощности на валах привода.
Выполнение данного курсового проекта следует начать с выбора электродвигателя по каталогу. Для этого нужно определить требуемую для привода мощность.
Требуемую мощность электродвигателя кВт находят по формуле 2.1 [1 стр 19].
где = 1 кВт мощность на выходном валу привода кВт;
коэффициент полезного действия привода.
В свою очередь коэффициент полезного действия привода находят по формуле
где кпд ременной передачи;
кпд закрытой конической передачи;
кпд цепной передачи;
кпд одной пары подшипников.
Численные значения всех величин входящих в формулу (2.2) берём из таблицы 2.1 [2. стр 19]: = 095; = 097; = 092; = 099.
Найдём требуемую мощность электродвигателя.
Определим значение мощности на валах. Так как муфта между электродвигателем и первой передачей привода отсутствует следовательно:
где мощность на первом втором третьем и четвёртом валах соответственно кВт.
2 Кинематический расчёт привода.
Определим ориентировочное значение общего передаточного числа привода по формуле (2.2) [2. стр.20].
где ориентировочные значения передаточных чисел соответственно ременной закрытой конической зубчатой и цепной передачи.
Численные значения ориентировочных передаточных чисел берём из таблицы (2.2) [2. стр.21].
Подставляя численные значения передаточных чисел в (2.7) получим:
Определим ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя с-1 по формуле:
где = 20 угловая скорость выходного вала с-1.
Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя мин-1 найдём по формуле:
По таблице 2.3 [2. стр.22] с учётом ранее найденных значений и принимаем стандартный электродвигатель 4A100L8 с параметрами .
Определим угловую скорость вала электродвигателя.
где асинхронная частота вращения выбранного электродвигателя мин-1.
Определим фактическое общее передаточное число привода по формуле (2.3) [2.стр 21].
С учётом рекомендаций изложенных в [2 стр.25] производим разбивку по отдельным ступеням.
Тогда передаточное число ременной передачи:
Производим перерасчёт .
Полученное по формуле (2.12) значение не должно отличаться от значения полученного по формуле (2.11) более чем на 5%.
Определим угловые скорости на валах привода.
где угловые скорости первого. второго третьего и четвёртого валов соответственно с-1.
Определим частоты вращения n мин-1 на валах по формулам [1 с.21]:
где – угловая скорость вала привода с-1.
Частота вращения на первом валу привода мин-1:
Частота вращения на втором валу привода мин-1:
Частота вращения на третьем валу привода мин-1:
Частота вращения на четвертом валу привода мин-1:
3 Определение крутящих моментов на валах и их проверочный расчёт.
Крутящий момент на i-ом валу Н·м определяется по формуле:
угловая скорость i-го вала с-1.
Полученные значения крутящих моментов необходимо проверить по формулам:
Отклонения не должны превышать 2-3%.
Отклонения проверочных значений от расчётных не превышают 3%.
Результаты расчётов сведём в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 Сводная таблица результатов расчётов
Частота вращения n мин-1
Угловая скорость с-1
Крутящий момент T Нм
Расчет открытых передач
1 Расчёт клиноременной передачи.
В клиноременной передаче поперечное сечение ремня имеет форму клина. Такая форма обеспечивает увеличение силы трения между ремнем и шкивом за счет эффекта заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня меньше чем у плоскоременных передач что приводит к уменьшению сил действующих на опоры а также уменьшению диаметров шкивов и увеличению передаточного числа.
Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность которую определяет величина передаваемой окружной силы и долговечность ремня которую при нормальных условиях эксплуатации ограничивает разрушение ремня от усталости. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к клиноременным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности [в соответствии с рисунком 3.1]:
Рисунок 3.1 Схема ременной передачи
В зависимости от крутящего момента по таблице 7.4 пособия [2] выбираем тип ремня и минимальный диаметр D1 мм ведущего шкива.
Тип выбранного ремня и его геометрические параметры приведены в таблице 3.1.
Таблица 3.1 – Геометрические параметры ремня.
Масса 1 м длины q кг
Принимаем минимальный диаметр ведущего шкива D1=90 мм.
Сечение клинового ремня представлено на рисунке 3.2.
Рисунок 3.2 – Размеры сечения клинового ремня
Определим диаметр ведомого шкива D2 мм по формуле (7.2) пособия [2].
где – диаметр малого (ведущего) шкива мм;
– передаточное число передачи;
– коэффициент скольжения ремня.
Согласно рекомендациям изложенным в пособии [2 с.76] принимаем значение коэффициента скольжения ремня = 002.
Подставив числовые значения D1 = 90 мм U1 = 4.0 – принятым в пункте 2.2 получим:
Полученное значение диаметра округлим до стандартного значения по ГОСТ 17383. D2 = 355 мм.
Определяем фактическое передаточное число Uф по формуле (7.3) пособия [2].
При этом должно выполняться условие изложенное в пособии [2 с.77]:
Подставив значения в формулу произведём расчёт:
Отклонение составило 12% что удовлетворяет условию.
Рассчитаем окружную скорость ремня V мс по формуле (7.4) пособия [2]
где – угловая скорость на ведущем валу c-1.
При угловой скорости на ведущем валу определённой в пункте 2.2 получим:
Определим минимальное межосевое расстояние amin мм по формуле (719) пособия [2].
где h – высота ремня мм.
Рассчитаем максимальное межосевое расстояние amax мм по формуле (7.19) пособия [2].
Для дальнейших расчётов принимаем межосевое расстояние aпр = 800 мм.
Определим требуемую длину ремня L мм по формуле (7.20) пособия [2].
где – принятое значение межосевого расстояния мм.
Полученное значение округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284.
Уточняем межосевое расстояние а мм по формуле (7.21) пособия [2].
Подставив числовые значения произведём расчёт.
Рассчитаем угол обхвата по полам шкиве по формуле 7.22 пособия [2]
где [a] допустимое значение угла обхвата град.
Согласно [2] значения [a]=120°
Получено значение угла удовлетворяет рекомендуемому условию a ≥ [a].
Требуемое число ремней Z для передачи заданной мощьности определяется по формуле (7.23) пособия [2].
где [P] допускаемоя мощьность для клин ремня при заданных условиях работы кВт.
Допускаемоя мощьность на один клин ремня [P] кВт определяем по формуле (7.24) пособия [2]
где Po – значение мощьности передаваемое в стандартных условиях один ре-менькВт;
Ka – коэффициент учитывающий влияние угла обхвата.
Kp – коэффициент учитывающий влияние режима работы.
Коэффициент учитывающий угол обхвата Ka определяется по формуле пособия [2]
Числовые значения величин Po = 084 кВт и Kp = 1 выбираем соответственно из таблиц (7.6) и (7.3) пособия [2].
Принимаем к установке 2 клиновых ремня.
Расчет на долговечность ремня по числу пробегов за 1 секунду проведем по формуле (7.25) пособия [2]
где [U] – допускаемоя частота пробега. c-1
Принимаем согласно рекомендащей [2] стр. 84.
Условие U1 ≤ U выполняется.
Определим силу предварительного натяжения одного решения Fa H по формуле (726) пособия [2].
где q – масса 1м длины ремня кг.
Числовое значения q = 0105 кг возьмем из таблицы 7.5 пособия [2].
Подставив числовые значения произведем расчет
Рассчитаем силу действия на валы FB H по формуле (2.27) пособия [2].
Подставив числовые значения произведем расчет
1.2 Определение параметров шкивов ременных передач.
Шкивы ременных передач могут изготавливаться из чугуна стали легких сплавов пластмасс и дерева. Наружная часть шкива на которой устанавливают ремень называется ободом а центральная часть насаживаемая на вал называется ступицей. Обод со ступицей соединяется дщиском или спицами. Если шкив можно надеть на вал с конца его делают неразъемным.
Обод шкива клиноременной передачи выполняют с канавками клиновой формы в которых помещаются клиновые ремни.
Чугунные шкивы – самые распространенные. При окружной скорости V 15 мс применяется марка СЧ15. Для усиления обода в плоскости спиц предусматривают ребро. Чугунные шкивы диаметром до 300-350 мм изготавливают с диском в котором предусматривают отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке. Шкивы больших диаметров выполняют со спицами в один ряд при ширине обода В 300 мм. Спицы чугунных шкивов изготавливают обычно эллиптического сечения. Для удобства формования при отливке шкивов внутреннюю поверхность обода и наружную поверхность ступицы делают от середины к краям с линейным уклоном 1:25 – 1:50.
Количество спиц определяем по формуле [1 стр.111];
где D - диаметр соответствующего шкива мм.
Подставив числове значения D1 = 90 мм и D2 = 350 мм вычисленные нами ранее в пункте 3.2 записки получим:
В обоих случаях значение n ≤ 3 следовательно согласно рекомендациям изложенным в пособии [2 стр.111] шкив конструктивно выполняется с диском .
Наружный диаметр ступицы dст. мм. определяем по формуле [2 стр.111].
где dв – диаметр вала мм.
Диаметр вала под ступицей ведущего шкива определяется исходя из конструкции осинхронного двигателя и для данной модели 4A100L8 ровно28мм следовательно:
Диаметр вала под ступицей ведомого шкива мм определяем по формуле (9.1) пособия [2].
где T2 – крутящий момент на соответствующем валу H мм;
[] – пониженные допускаемые напряжения кручения Hмм2
Числовые значения: T2 =635Н·м = 63500 H·мм принимаем из пункта 2.3 записки [k]=35 МПа= 35 H·мм2 принимаем согласно рекомендациям пособия [2] стр.117
Полученое значение округляем по ГОСТ 6639 до ближайшего из ряда диаметров: dB = 21 мм.
Рассчитаем наружный диаметр ступицы dсм2 =17·21=357мм.
Длину ступицы определяем по формуле пособия [2. стр111].
где B – ширина обода B ммопределяется по формуле (8.1) пособия [2].
где Z – число канавок шт;
t – расстояния между осями канавок мм;
f – расстояния между осью крайней канавки и ближайшем торцом шкива мм.
Принимаем: Z = 2шт – исходя из количества ремней (2 шт.); t = 15 мм f = 10 мм – согласно таблицы 8.11 пособия [2].
Длина ступицы ведущего шкива
Т.к. диаметр вала ведущего шкива примет конструктивно проверку условия не производим.
Длина ступицы ведомого шкива
Размеры профиля канавок для клиноременных шкивов рекламентированы ГОСТ 20898.Принимаем размеры согласно таблице 8.11 пособия [2].
Минимальная глубина канавки под расчетной шириной Bm
Глубина канавки ниже расчетной ширины hm
Расчетная ширина канавки шкива Bр=11мм;
Расстояния между осями канавок t=15мм.
Расстояние между осью крайней канавки и ближайшим торцом шкива ;
Угол канавки шкива ;
Радиус закругления верхней кромки канавки шкива r = 1 мм.
Размеры профиля канавок представлены на рисунке 3.3.
Рисунок 3.3 – Конструкция обода шкива ременной передачи клиновым ремнем
2. Расчет цепной передачи
Основным критерием работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Необходимая долговечность цепи обеспечивается за счет ограничения давления P0 в шарнирах. При этом должно соблюдаться условие PЭ ≤ [P0].
Исходными данными для расчета цепной передачи является: передачное число Uц.п=3; мощность на ведущем P3=1098 кВт и ведомом P4=10 кВт валах частота вращения валов n3= 573 мин-1 и n4 = 191 мин-1 крутящие моменты на ведущем T3=183 Hм и ведомая T4=500 Hм валах условие работы и расположение передачи.
Требуемый шаг определяем по формуле (6.1) пособия [2].
где Кэ коэффициент эксплуатации;
Z1 количество зубьев по ведущей звездочке шт;
[qo] допускаемое давление в шарнирах цепи МПа;
mp коэффициент учитывающей количество рядов цепи.
Коэффициент эксплуатации рассчитываем по формуле:
где КД – коэффициент учитывающий динамичность;
Ка – коэффициент учитывающий межосевое расстояние;
Кн – коэффициент учитывающий наклон передачи;
Крег – коэффициент учитывающий регулировку передачи;
Ксм – коэффициент учитывающий характер смазки;
Креж – коэффициент учитывающий режим работы передачи.
Согласно таблице 6.1 пособия [2] принимаем значение коэффициентов равным:
Kэ = 1; Kа = 1; Kн = 1; Kреж. = 125; Kсм = 16; Kреж. = 10.
Kэ= 1·1·1·1·16·125 = 2
Согласно рекомендациям изложеным в пособии [2 стр.67] принимаем значение Z1=21.
Допускаемое среднее даление [q0] = 35 МПа принимаем согласно таблице 6.3 пособия [2].
Т.к. Z1 17 то согласно рекомендации и пособия [2 стр.69] умножаем на коэффициент Kz равным
Kz=1+001(Z1 – 17) (3.22)
Kz=1+001·(21-17) = 108
[q0]= 35·104=364 МПа
Коэффициентом редкости mp принимаем согласно таблице 6.4 пособия [2].
Подставив числовые значения в формулу ( ) получим:
Полученное значение шага цепи t = 211 мм округляем до ближайшего стандартного значения tст = 254мм в большую сторону по таблице 6.3 пособия [2].
Принимаем цепь ПР – 254 60.
Из таблицы 1 приложения 2 [2] находим параметры цепи:
b1 – расстояние между внутренними пластинами (мм) 1588;
d1 – диаметр ролика (мм) 792;
h – ширина внутренней пластины (мм) 1588;
Q – разрушающая нагрузка (Н) 6000;
m – масса 1 м цепи (кг) 260;
b – максимальная длина валика (мм) 242.
Проверочный расчёт цепи
Выполняют по допускаемой частоте вращения [n] малой звёздочки допускаемому числу ударов цепи [] допускаемому давлению в шарнирах цепи [q0] и запасу прочности [S].
Расчёт по допускаемой частоте вращения [n1] выполняется с целью уменьшения динамических нагрузок на цепь и звёздочки по условию n1=[n1] где [n1] – допускаемое значение частоты вращения малой звёздочки (мин-1) = 800 n1 = 573 мин-1 по предыдущим расчетам;
n1 [n1] условие выполняется.
Расчет по удельному давлению q0 в шарнирах выполняют обеспечение износостойкости цепи по условию
где Ft – окружная сила H;
A проекция опорной поверхности шарнира мм2.
Окружную силу Ft H рассчитывают по формуле (6.6) пособия [2].
где – диаметр делительной окружности ведущей звездочки мм.
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки определяют по формуле (6.7) пособия [2].
Проекцию опорной поверхности определяют по формуле (6.8) пособия [2]
где d2b1- размеры элементов цепеймм.
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки dd1 мм.
МПа 364 МПа условие выполняется.
Расчет по числу ударов цепи при набегании на зубья звездочек и сбегании с них с целью исключения повышенных динамических нагрузок по формуле (6.9) пособия [2]:
где W – число звеньев цепи определяемое по формуле:
где Kz1 и Kz2 – вспомогательные коэффициенты.
а – предварительно выбранное межосевое расстояние.
Предварительно принятое оптимальное межосевое расстояние м опреде-ляемое по формуле (6.11) пособия [2]:
а = 30 254 = 762 мм;
Полученное число звеньев цепи округляют до целого четного W=104. В этом случае отпадает необходимость использовать переходные звенья уступающие по прочности основным.
По таблице 6.5 пособия [2] найдём [] – допускаемое число ударов цепи. Для выбранного нами шага и расчётной частоты вращения вола [] = 7.
7 условие выполняется.
Уточняем межосевое расстояние
Расчёт по запасу прочности.
Цепи тяжелонагруженных передач подвергающиеся большим перегрузкам при пуске работающие при больших скоростях (V≥10мсек) в которых возможны большие внутренние нагрузки а также цепи тихоходных передач (V≤ (025 мсек) проверяют по запасу прочности S. Для проверки необходимости данного расчёта найдём среднюю скорость цепи V мс по формуле (6.15) пособия [2].
Полученное значение средней скорости цепи V > 025 мс следовательно проверочный расчёт по запасу прочности не требуется.
Определяем рекомендуемое монтажное расстояние.
Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи примерно на 001а что достигается уменьшением межосевого расстояния на 075-10%.
ам = (0996 – 0998) ау (3.30)
где ау – монтажное межосевое расстояние мм.
ам =0997 505 =503 мм
Определяем нагрузку на валы звёздочек по формуле (6.16) пособия [2]:
где Кв – коэффициент нагрузки учитывающий характер нагрузки действу-ющей на вал и расположение передачи (таблица 6.6 [2]).
Fв = 115 2148 = 2470 Н.
Определим основные параметры звёздочек (рисунок 3.3)
Исходные данные: шаг цепи t =254 мм; диаметр ролика d1 = 792 мм; ширина внутренней пластины h = 1588 мм; расстояние между внутренними пластинами b1 = 1588 мм; расстояние между рядами цепи А1 = 245 мм; количество зубьев звездочек Z1 = 21 Z2 = 63.
Рисунок 3.3 – Конструкция звёздочки
r = 05025d1 + 005 мм.
r = 05025 792 + 005 = 4 мм.
Радиус закругления зуба по таблице 8.6 [2]:
r1 = 17 792 =135 мм;
Расстояние от вершин зуба до линии центров дуг закругления:
h1 = 08 792 = 63 мм.
Ширина зуба звёздочек по таблице 8.6 [2]:
b = 093b1 – 0.15 (3.34)
b = 093 1588 – 015 =146 мм.
Делительный диаметр dd мм:
Диаметр окружности выступов по [2] таблица 8.6:
Диаметр окружности впадин по таблице 8.6 [2] :
D1 = 1704 – 2·4 = 1624 мм;
D 2 = 5096 – 2·4 = 5016 мм
Наибольший диаметр обода звездочки по [2] таблица 8.6:
Количество рядов цепи: Zp=1.
Диаметр вала под звездочкой (см. п. 6.3):
Диаметр ступицы lст мм:
d ст1 = 16 32 = 52 мм;
d ст = 16 40 = 64 мм.
Длина ступицы lст мм:
lст2 = 16 40 = 64 мм.
Толщина обода а мм:
а1 = 15 (1812 – 1704) = 162 мм
а 2 = 15 (5216 –5096) = 18 мм.
Внутренний диаметр обода Dk мм:
Dk1= 1624 – 2162 = 130 мм
Dk2= 5012 – 218 = 4652 мм.
Диаметр отверстий в диске DО мм:
Диаметр окружности центров отверстий Dотв мм:
Расчет закрытой передачи
1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Выберем материалы зубчатой пары по таблице 3.1 [2] с. 29:
шестерня: сталь 40Х твердость 250 НВ термообработка – улучшение предел прочности В=850 МПа предел текучести T=550 МПа коэффициент запаса прочности SH=11 Sf=175.
колесо: сталь 40Х твердость 220 НВ термообработка – улучшение предел прочности В=850 МПа предел текучести T=550 МПа коэффициент запаса прочности SH=11 Sf=175.
Допускаемые контактные напряжения [Н1]и [Н2] для зубчатых колес определяются по формуле (3.1) [2] с. 28:
где Hlim– предел контактной выносливости поверхности зубьев МПа
KHL – коэффициент долговечности принимаемый равным KHL=1.
SH – коэффициент запаса прочности;
ZR – коэффициент учитывающий шероховатость поверхности зубьев;
ZV– коэффициент учитывающий окружную скорость;
KL– коэффициент учитывающий влияние смазки;
KXH – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса.
При проектировочных расчётах по ГОСТ 21354-87 принимаем
Подставив числовые значения получим:
Определив величины [H1]и [H2] в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем для проектировочного расчета меньшее из двух определенных значений:
Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе [F] МПа определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (3.2) пособия [2] с.32:
где Flim – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующей эквивалентному числу циклов перемены напряжений МПа:
KF коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба который определяется в зависимости от термообработки (при нормализации и улучшении KF =11);
KFd коэффициент учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев (для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают KFd=1);
KF0 – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки KF0=1);
KFL – коэффициент долговечности (для длительно работающих передач принимается KFL=1);
SF – коэффициент безопасности определяется как где SF определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала; SF определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса по таблице 3.1 [2] с. 29;
YS коэффициент учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений определяется по графику на рисунке 3.1 [2] с.33 YS=1;
YR=1 коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;
KXF=1 коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса определяется в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса.
2 Расчет геометрических параметров передачи
Ориентировочное значение делительного диаметра шестерни определим по формуле (4.4) пособия [2] с.46:
где для прямозубых передач;
коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Определяется по рис. 2.3 пособия [2];
коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по таблице 3.3 [2 стр.34] ;
передаточное число .
крутящий момент на шестерне .
Ширина зубчатого венца b мм:
Углы делительных конусов град (рисунок 4.1):
Рисунок 4.1 – Геометрические параметры конической передачи
Внешнее конусное расстояние Re мм:
Внешний делительный диаметр de1 мм:
По рекомендациям [2 с. 47] принимаем
По ГОСТ 9563 принимаем .
Число зубьев шестерни z1:
Число зубьев колеса z2:
Внешний делительный диаметр de мм:
Внешние диаметры вершин зубьев dаe мм:
Диаметры впадин зубьев dfe мм:
Действительное внешнее конусное расстояние Re мм:
Средний модуль зацепления mtm:
Средние делительные диаметры dm мм:
Усилия в зацеплении прямозубых конических колес (рис. 4.2) рассчитываем согласно [2] стр.51.
Рисунок 4.2 – Силы в зацеплении конической передачи
Силы в зацеплении для шестерни:
Силы в зацеплении для колеса:
4 Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для прямозубых конических колес производится по формуле (4.2) пособия [2]:
где - коэффициент учитывающий механические свойства материала для стальных колес;
коэффициент учитывающих форму сопрягаемых поверхностей;
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
Окружная сила в зацеплении
Окружная скорость V мс:
Из таблица 3.6 [2 стр. 38] в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности колес 9.
Удельная окружная динамическая сила WHv Нм:
где коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2 [2] ;
коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.3 [2] в зависимости от модуля ;
условное межосевое расстояние.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации WHtp Нмм:
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила WHt Нмм:
Тогда расчетные контактные напряжения H МПа:
Проверочный расчет выполняется т.к. .
Недогрузка составляет:
5 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Расчетные напряжения изгиба зуба F МПа должны удовлетворять условию [2]:
где YF – коэффициент учитывающий форму зуба. Определяется по графику (рис. 3.3 [2]) в зависимости от эквивалентного числа зубьев
Y – коэффициент учитывающий наклон зуба;
Y– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев:
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев эквивалентного колеса zv:
Тогда коэффициент учитывающий форму зубьев [2 рис. 3.3] ; .
Так как то расчет ведем по шестерне ( .
коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила Ft Нмм:
где KA коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяется по рисунку 4.2.2в [5 стр. 50].
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении KFv [2 рис. 3.3] :
Удельная окружная динамическая сила Fv Нмм:
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по таблица 4.2 [2]
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации FtP Нмм:
Таким образом удельная расчетная окружная сила Ft Нмм:
Тогда расчетные контактные напряжения F Мпа составят:
Выбор конструкций корпусных деталей и их расчет
Корпус редуктора литой выполнен из серого чугуна марки СЧ15.
Редуктор для удобства сборки и разборки конструируем разъемным.
В крышке корпуса для заливки масла контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматриваем смотровое окно. Оно располагается в местах удобных для осмотра зацепления. Размеры окна согласно рекомендациям изложенным в [2] c. 121 должны обеспечивают хороший обзор зацепления. Смотровое окно закрывают пробкой-отдушиной [2] c. 176.
Для подъема и транспортировки крышки основания корпуса и собранного редуктора предусматривают проушины [2]c. 121.
Размеры элементов корпуса из чугунного литья определяем по соотношениям приведенным в таблице 9.5 пособия [2] c. 124:
Толщину стенок редуктора мм определим по формуле:
Глубина корпуса редуктора Н мм должна быть:
Размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями таблицы 9.5 [2] с. 124:
расстояние от стенки Х = 3 мм;
расстояние от фланца Y = 15 мм;
радиус закругления R = 5 мм;
высота просвета h = 4 мм.
Принимаем стандартные болты с резьбой М20.
соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:
а) у подшипников d1 мм:
принимаем стандартные болты с резьбой М16.
принимаем стандартные болты с резьбой М8.
крепящих крышку подшипников с корпусом d3 мм:
крепящих смотровую крышку d4 мм:
принимаем стандартные болты с резьбой М6.
Размеры элементов фланцев определяются в зависимости от диаметра болтов по таблице 5.1.
Таблица 5.1 – Размеры элементов фланцев
Расстояние от оси болта до стенки С мм
Диаметр отверстия d0 мм
Диаметр планировки D0 мм
Радиус закругления R мм
Размеры элементов подшипниковых гнезд:
диаметр расточки D мм принимаем равным наружному диаметру подшип-ника:
D1=130 мм; D2=160 мм
количество болтов для крепления крышки подшипника выбираем в зависимости от диаметра расточки по таблице 12.1[2] с. 163: М10 – 18 единиц.
диаметр оси установки болтов D1 наружный диаметр фланца D2 рассчитываем по формулам из таблицы 12.1[2] с. 163:
крышка первого вала: D 1=80 мм;
крышка второго вала: D 2=100 мм;
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируем двумя коническими штифтами (824 по ГОСТ 10773-93) которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Эти штифты точно фиксируют относительное положение деталей корпуса при чистовой расточке отверстий под наружное кольцо подшипника и последующих сборках.
В нижней части основания корпуса предусматриваем маслосливное отверстие закрываемое пробкой с метрической резьбой и отверстие для установки маслоуказателя.
Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов
В данном редукторе используются ступенчатые сплошные валы по рекомендациям [2 с.117].
Материал вала выбираем такой же как и материал зубчатой шестерни – 40Х с HB 240. По формуле рассчитываем выходной конец вала диаметры остальных участков принимаем по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на вал подшипников качения зубчатых колёс и т.д. и необходимости фиксации этих валов в осевом направлении. Использовать будем ступенчатую конструкцию вала которая обеспечивает удобство сборки и разборки а также простоту фиксации детали от осевого перемещения.
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – крутящий момент на валу Нмм;
- допускаемое напряжение на кручение МПа.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Рисунок 6.1 – Эскиз быстроходного вала редуктора.
Диаметр выходного конца d1 мм быстроходного вала (рисунок 6.1):
Согласно рекомендациям изложенным в [2] стр.118 для остальных участков вала определяем следующие диаметры мм (табл. 6.1).
Таблица 6.1 – Определение диаметров участков быстроходного вала
d1 – выходного конца
d3 – под внутреннее кольцо подшипника
d4 – под насаживаемую деталь
Диаметр выходного конца d1 мм тихоходного вала (рис. 6.2):
Рисунок 6.2 – Эскиз тихоходного вала редуктора.
В таблице 6.2 представлены результаты расчетов диаметров остальных участков тихоходного вала.
Таблица 6.2 – Определение диаметров участков тихоходного вала
Выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Тип подшипников выбирается в зависимости от величины направления и соотношения сил действующих на опоры характера нагрузок частоты вращения вала и требуемого срока службы.
Тип подшипника выбирается исходя из отношения сил в зацеплении (осевой силы Fa к радиальной силе Fr).
Определим эти отношения:
Согласно рекомендациям изложенным в [2] тип подшипника выбираем по таблице 9.2 [2] с. 119. Принимаем шариковые радиально-упорные подшипники на входном валу и роликовые радиально-упорные – на выходном валу. Основные размеры и параметры выбранных подшипников устанавливаем по таблице 1 приложения 1 [2] с. 105 таблице 3 [2] в зависимости от диаметра вала.
На входном валу устанавливаем подшипники 307 на выходном валу – 7309 основные размеры которых представлены в таблице 7.1.
Таблица 7.1 –Размеры и параметры шариковых радиальных подшипников
Условное обозначение подшипника
Эскизный проект редуктора производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того что выставляем принятое конусное расстояние и рисуются оси. Условно трапециями чертим пару зубчатого зацепления. Отступая от колёс вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов зависимым от диаметра отверстий. В корпус монтируем маслоуказатель и сливную пробку.
Проверочные расчеты валов подшипников и шпоночных соединений
На рисунке 8.1 изображена пространственная схема сил действующих на валы редуктора.
Рисунок 8.1 – Схема нагружения валов редуктора.
1 Расчет ведущего вала
Момент m Нм при переносе силы Fa:
Определяем реакции опор валов из уравнений равновесия.
Суммарные реакции на опорах:
Рисунок 8.2 – Расчетная схема ведущего вала
Производим расчет вала на выносливость для опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):
где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2 таблица 3.5];
а – амплитуде значения нормальных напряжений:
где изгибающий момент в сечении .
W – момент сопротивления сечения вала:
m=0 – средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе [2 таблица 3.6];
=077 - масштабный фактор [3 таблица 3.7].
m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=01 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 таблица 3.5];
а m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
где - крутящий момент на валу
Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении [2 таблица 3.6];
=086 - масштабный фактор [3 таблица 3.7].
=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 таблица 3.5];
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
2 Расчет ведомого вала
Момент m Нм при переносе силы Fa
Рисунок 8.3 – Расчетная схема ведомого вала
m = 0 – средние значения нормальных напряжений;
3 Расчет подшипников ведущего вала
Производим проверочный расчет шарикового радиально-упорного подшип-ника 46307.
Рисунок 8.4 – Схема распределения усилий на подшипники
Эквивалентная динамическая нагрузка
где X – коэффициент радиальной нагрузки
V – коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса)
Fr – радиальная нагрузка на подшипник
Y – коэффициент осевой нагрузки
Fa – осевая нагрузка на подшипник
=1 - коэффициент безопасности
- коэффициент влияния температуры ( при ).
Суммарные реакции на опорах .
Осевая сила на валу .
Осевая составляющая радиальной нагрузки:
Определяем значения X и Y:
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. Рr1Pr2 то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
где – частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность [4 таблица 16.9];
p – показатель степени (p = 3 для шариковых подшипников).
Долговечность подшипника что больше срока службы редуктора .
4 Расчет подшипников ведомого вала
Производим расчет шарикового радиально-упорного подшипника 7309.
Рисунок 8.5 – Схема распределения усилий на подшипники
Т.к. Рr1>Pr2 то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
p – показатель степени (p = 333 для роликовых подшипников).
5 Методика расчета шпоночных соединений
Для закрепления на валах зубчатого колеса шкива и звездочки применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78.
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2 с.73]:
где T - крутящий момент на валу;
d - диаметр вала мм;
h - высота шпонки мм;
t1 - заглубление шпонки в валу мм;
b - ширина шпонки мм.
Рисунок 8.6 – Шпоночное соединение
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки [5 таблица 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 8732 ГОСТ 23360-78.
7 Шпонка под колесом
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки [5 таблица 9.1.2] .
Принимаем длину шпонки .
Принимаем шпонку 14950 ГОСТ 23360-7.
8 Шпонка под звездочкой
Принимаем шпонку 10836 ГОСТ 23360-78.
Выбор способа смазки контроля и смазочных материалов для передач и подшипников
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 мс то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом т.е. окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла заливаемого в редуктор 12 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 04 – 08 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 5 мс составляет [2 таблица 13.2]. Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Для смазки подшипников редуктора применяем картерное масло.
Смазка подшипников приводного вала производится пластичными маслами Циатим-201 ГОСТ6261-74.
Выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для всех сопряжений редуктора
Посадки основных деталей передач:
– конического зубчатого колеса на вал Н7
– шкива на входной вал редуктора Н7
– шпонки в ступицу Р9
– звездочки на выходной вал Н7k6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.
Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8.
Обоснование выбора отклонений размеров формы взаимного расположения параметров шероховатости поверхностей
Для валов назначаем следующие технические требования.
В местах установки подшипников допуск цилиндричности равный 0005 мм в местах установки зубчатых колес допуск радиального биения 004 мм торцовое биение упоров для подшипников и колес не более 004 мм.
Для колес и шестерен допуск цилиндричности не более 0005 мм.
Назначаем шероховатости ответственных поверхностей.
Параметры шероховатости поверхности деталей
Таблица 11.1 – Параметры шероховатостей поверхностей
Место посадки зубчатого колеса
Шейки под подшипники
Активные поверхности зубьев
В курсовом проекте была спроектирована приводная станция к подвесному конвейеру.
Были рассчитаны элементы и детали редуктора и соединительные муфты. На листах форматов А1 ивыполнены чертежи редуктора тихоходного вала крышки и зубчатого колеса.
Мною были получены навыки проектирования углублены и расширены знания в области стандартизации получены навыки работы с государственными стандартами и другой технической документацией.
Полученные навыки грамотного оформления технических проектов могут быть использованы мною в последующей практической деятельности а также при выполнении дипломного проекта. 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.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность и техническая эстетика.
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например ленточных транспортеров цепных конвейеров индивидуальные) использующие большинство деталей и узлов общего назначения. Все преобразования предъявляемые к создаваемой машине учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание и пр.
В процессе проектирование инженер решает целый ряд сложных и разнообразных задач. Например помимо того что он должен разработать машину способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы он должен учесть требование экономики технологии эксплуатации транспортировки технологии техники безопасности и пр.
Список использованных источников
Курсовое проектирование деталей машин часть 2; А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа 1982г.
Детали машин и основы конструирования; Дулевич А.Ф. и др. Мн. 2004г.
Детали машин; М.Н.Иванов – 5-е изд. - М.: Высшая школа. 1991г.
Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин И.М.Чернин Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.1986г.
Детали машин проектирование; Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2001г.
Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.: Высшая школа 1984г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2001г.
Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа 2000г.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1978г.
Атлас конструкций деталей и узлов механических приводов: учеб. -методическое пособие для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей А. Ф. Дулевич [и др.]. – Минск: БГТУ 2009. – 104 с.