Привод ленточного конвейера на основе конического редуктора

SBOROChNYJ.cdw

Технические характеристики
Частота вращения быстроходного вала nб = 360 обмин
Передаточное отношение U =3
Число зубьев шестерни Z
Угол делительного конуса: шестерни б
Технические требования
Перед сборкой подшипники качения нагреть в масляной ванне до
температуры 80-90 градусов по Цельсию.
Бокового зазор в зацеплении должен быть не менее 0
Пятно контакта по высоте зубьев должно быть не менее 40 %
по длине зубьев - не менее 50 %.
Перед сборкой подшипниковые узлы заполнить смазкой
ЦИАТИМ- 201 ГОСТ6267-74на 23 объема
Редуктор обкатать под нагрузкой в течение трех часов
Неравномерный шум и сильный нагрев при работе редуктора не
Внутреннюю поверхность корпуса редуктора грунтовать
красить эмалью ВЛ-515 красного цвета
Наружную поверхность корпуса редуктора грунтовать грунтовкой
красить эмалью ПФ-115 серого цвета (ГОСТ 6465-76).
Осевую игру подшипников позиция №26 регулировать прокладками
10. Совпадение вершин делительных конусов регулировать
В редуктор залить масло
ИТП-2000 ТУ ГОСТ 38-101292-79 в объеме 3л
КП.Д5.2.4.8.01.00.000. СБ

Spetsifikatsia.pdf.spw

КП15.Д5.2.4.8.03.00.000
КП15.Д5.2.4.8.01.00.000 СБ
КП15.Д5.2.4.8.02.00.000 ПЗ
Пояснительная записка
КП15.Д5.2.4.8.01.00.001 СБ
Маслоуказатель из оргстекла
КП15.Д5.2.4.8.01.00.002 СБ
КП15.Д5.2.4.8.01.00.003
КП15.Д5.2.4.8.01.00.004
КП15.Д5.2.4.8.01.00.005
КП15.Д5.2.4.8.01.00.006
КП15.Д5.2.4.8.01.00.007
КП15.Д5.2.4.8.01.00.008
КП15.Д5.2.4.8.01.00.009
Крышка смотрового люка
КП15.Д5.2.4.8.01.00.010
КП15.Д5.2.4.8.01.00.011
КП15.Д5.2.4.8.01.00.012
КП15.Д5.2.4.8.01.00.013
КП15.Д5.2.4.8.01.00.014
Уплотнение резиновое
КП15.Д5.2.4.8.01.00.015
Прокладки регулировочные
КП15.Д5.2.4.8.01.00.016
КП15.Д5.2.4.8.01.00.017
Болт М10-6gx85.58.029
Болт М10-6gx110.58.029
Болт М10-6gx30.58.029.
Винт М6-6gx18.58.029
Винт М8-6gx35.58.029
Винт М10-6gx30.58.029
Гайка М10-6H.04 ГОСТ 5915-70
Гайка круглая шлицевая класса
точности А М42х1.5 ГОСТ 11871-78
Манжета 1.1-50х70-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-40х60-1 ГОСТ 8752-79
Роликовый конический 7210
Роликовый конический 7309А
Рым-болт М8 ГОСТ 4751-73
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Шпонка 12х8х70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78
Штифт 6х25 ГОСТ 3128-70

пояснительная записка .docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
ФГБОУВО«Омский государственный технический университет»
Кафедра «Машиноведение»
КП15.Д5.02.04.08.02.00.000 ПЗ
Предварительный расчет привода5
1.Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма5
2 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя.5
3 Составление таблицы исходных данных9
Расчет конической передачи.11
1 Исходные данные для расчёта конической зубчатой передачи11
2 Выбор материалов и термообработки зубчатых колёс12
4 Допускаемые напряжения12
5 Проектировочный расчёт передачи16
6 Расчёт геометрии передачи17
7 Расчёт параметров зубчатых колёс18
8 Проверочные расчёты передачи.22
9 Таблица результатов расчёта конической передачи28
Эскизная компоновка редуктора29
2 Проектирование быстроходного вала33
3 Основные размеры корпусов крышек болтов винтов редуктора38
Расчет клиноременной передачи44
Расчёт валов на статистическую прочность50
Расчет подшипников качения57
Конструктивные размеры колес и корпуса редуктора61
Список используемой литературы67
В данном курсовом проекте был спроектирован привод ленточного конвейера. Привод ленточного конвейера включает в себя три основных узла:
Передаточный механизм
Исполнительный механизм
Согласно полученного задания был спроектирован сборочный чертеж конического редуктора.
Редуктор предназначен для изменения крутящего момента и числа оборотов на выходном валу. Это изменение осуществляется за счет передач входящих в редуктор а именно конической передачи. Конические редукторы имеют большую плавность зацепления что позволяет им выдерживать большие нагрузки.
Произведены следующие расчеты:
Предварительный расчет привода
Расчет валов на статистическую прочность
Расчет ременной и конической передачи
Проверка подшипников по статистической и динамической
Расчет шпоночных соединений
В пояснительной записке включены выше перечисленные расчеты и пояснения к ним а так же некоторые замечания к особенностями конструирования.
Задание на курсовой проект по прикладной механике
Шифр КП.15.Д5.5-2-4-8
Студенту Кунниковой Д.А. факультет НХИ гр. ТБ-182
Спроектировать привод ленточного конвейера
Кинематическая схема График нагрузки
Окружное усилие на барабане – Ft кН 2.0
Скорость ленты конвейера – V мс 2.0
Диаметр барабана – Dб мм 315
Ширина ленты – В мм 400
Высота установки ведущего вала – H мм 350
Угол обхвата барабана – α рад 38
Сборочный чертеж ведущего редуктора
Проект предоставить к защите
1.Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма
Определение ширины барабана:
Bб = В + (50 100 мм)
Bб = 400+100 = 500 мм
2 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя.
Расчетная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по зависимости [5 с.14]:
где ТЕ – постоянный вращающий момент на валу ИМ эквивалентный переменному моменту заданному графиком нагрузки кНм;
– угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс;
– общий КПД привода.
Эквивалентный вращающий момент рассчитывается следующим образом [5 с.14]:
t - общее время работы под нагрузкой;
Т - номинальный вращающий момент на ИМ:
где Ft – окружное усилие на барабане кН;
D – диаметр барабана мм
Полученное значение подставим в формулу:
Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле [5 с.14]:
где V - скорость тягового элемента конвейера мс.
Расчет КПД привода [1 c.14]:
где - значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи;
Согласно кинематической схеме и с учетом данных табл. "Коэффициент полезного действия (КПД) отдельных звеньев кинематической цепи" получаем [5 c.15]:
= 095 099096 099 098 0 99 = 0 8672;
Рассчитаем мощность электродвигателя:
Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения:
где – соответственно максимальная и минимальная расчетная частота вращения вала электродвигателя обмин;
– частота вращения вала ИМ обмин;
максимальные и минимальные передаточные отношения ременной передачи
– максимальные и минимальные передаточные отношения конической передачи
Частота вращения вала ИМ находится по формуле [5 с.16]:
где – угловая скорость вала ИМ
Расчетная частота вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения равен:
Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии выбираем электродвигатель по условиям [5 c.16]:
где Ртаб - табличные значения соответственно мощности кВт и частоты вращения вала обмин.
В соответствии с расчетной мощностью и полученным диапазоном частоты вращения вала выбираем двигатели:
)100L41430 2) 112МВ6950 3) 132S8720
Р = 4кВт Р = 4кВт Р =4кВт
Далее производим проверку выбранных двигателей на перегрузку. Проверку производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации когда напряжение в электросети понижено на 10 % а нагрузка достигает максимального значения [5 c.18]
где — табличная мощность электродвигателя кВт;
— максимальный крутящий момент при эксплуатации кН·м;
— табличная частота вращения вала электродвигателя обмин;
— кратность пускового момента;
— общее передаточное отношение привода;
— общий КПД привода.
Максимальный крутящий момент при эксплуатации привода определяется по графику нагрузки. В рассматриваемом случае:
где — максимальный крутящий момент при эксплуатации кН·м;
Т — номинальный вращающий момент кН·м.
Определяем общее передаточное отношение привода:
Производим проверку на перегрузку :
Окончательно принимаем двигатель 132S8720 для которого
Передаточное отношение ременной передачи принимаем равным:
Определяем передаточное отношение конического редуктора [5 c.20]:
Из стандартного ряда передаточных чисел выбираем ближайшее к полученному выше значению принимаем U k = 3[5 c.21]
Отклонение вычисляем по формуле [6 c.21]:
Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя рис. 1 с указанием его основных характеристик – таблица 1 [5 c.29]
Рис.1 - Эскиз электродвигателя
3 Составление таблицы исходных данных
Предварительно на кинематической схеме привода нумеруются валы по порядку начиная с вала которой обычно через упругую муфту или через передачу (обычно ременную) связан с валом электродвигателя – рис.1.
Рис. 2 — Нумерация валов привода
Таблица исходных данных позволяет начать проектирование с любого элемента кинематической схемы привода - таблица 2. После составления таблицы исходных данных производится проверка правильности расчетов. Должны выполняться следующие два примерных равенства [5 c.24]:
При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД). Кроме того при расчете за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная () полученная по формуле [5 c.24]:
значит расчёт выполнен верно.
Расчет конической передачи.
Редуктор — механизм который входит в приводы различных машин и который служит для снижения угловых скоростей ведомого вала для повышения крутящего момента.
1 Исходные данные для расчёта конической зубчатой передачи
Проектируется конический одноступенчатый редуктор. Его кинематическая схема представлена на рис. 3.
Рис. 3 — Кинематическая схема конического
одноступенчатого редуктора
Для дальнейшего расчёта необходимы исходные данные — параметры известные из задания или найденные ранее. Исходные данные для расчёта конической передачи:
L = 5 лет; Р1 = 4335 кВт
U = 3; Р2 = 4119 кВт;
n1 = 360 обмин; Т1 = 11499 Н·м;
n2 = 120 обмин; Т2 = 3278 Н·м.
Коэффициент ширины зубчатого венца должен быть меньше или равен 035. Принимаем [2].
2 Выбор материалов и термообработки зубчатых колёс
Для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи принимаем для изготовления колеса и шестерни сталь 40Х с термообработкой по варианту II из таблицы 2 [1]. По таблице 1 [1] назначаем твердость зубчатых колес: шестерни (У+ТВЧ) твердость сердцевины 260 280 НВ твердость поверхности 45 48 HRC колеса (У): твердость сердцевины и поверхности 260 280 НВ. Предполагаем что заготовкой для колеса и шестерни будет поковка.
У + ТВЧ — улучшение и термообработка токами высокой частоты;
Существуют конические передачи с различными формами зубьев: прямозубые кругозубые и кривозубые. Кругозубые передачи чаще остальных используются в промышленности они обеспечивают в каждый момент времени не менее двух зубьев в зацеплении обладают плавностью и бесшумностью работы даже на больших скоростях поэтому решено проектировать кругозубую коническую передачу.
4 Допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения
где — предел контактной выносливости поверхностей зубьев
Коэффициент долговечности шестерни определяется по формуле [1]:
где — базовое число циклов перемен напряжений шестерни колеса соответствующее длительному пределу выносливости;
— эквивалентное число циклов перемен напряжений шестерни и колеса.
Эквивалентное число циклов перемен напряжений шестерни и колеса вычисляется по формуле [1]:
Суммарное число циклов перемен напряжений вычисляется по
где n — частота вращения вала обмин;
— годовой коэффициент;
— суточный коэффициент.
С учётом найденных ранее значений базовых и эквивалентных циклов перемен напряжений определим коэффициент долговечности шестерни и колеса:
Приняв во внимание уже определённые предел контактной выносливости зубьев и коэффициенты безопасности и долговечности получим числовые значения допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса соответственно:
Условное контактное напряжение для передачи:
Допускаемое контактное напряжение для передачи принимаем равным
Допускаемые напряжения изгиба зубьев
Допускаемые напряжения изгиба зубьев рассчитываются отдельно для шестерни и колеса по формуле [1]:
Предел выносливости зубьев при изгибе принимаем по табл.3 [1]:
где — средняя твёрдость материала колеса по Бриннелю.
Так как рассчитываемая передача работает в приводе конвейера коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки равен:
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса рассчитывается по формуле:
Где mF = 9 для шестерни
Базовое число циклов перемен напряжений одинаково для колеса и для шестерни:
Эквивалентное число циклов перемен напряжений
где U — передаточное отношение конической передачи.
принимаем для шестерни и колеса
Коэффициент безопасности
По табл.3 [1] =1.75
Учитывая найденные ранее значения величин и коэффициенты найдём допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
5 Проектировочный расчёт передачи
Средний делительный диаметр шестерни
Средний делительный диаметр шестерни рассчитывается по формуле [1]:
Здесь - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца определяется по графикам с учётом расположения шестерни на валу и типа подшипников по параметру
гдеугол делительного конуса шестерни.
Для обеспечения достаточной жёсткости узла шестерни передачи принимаем 2 схему расположения шестерни на валу и монтаж на роликовых радиально – упорных подшипниках получаем по графику рис.2.1 [1] при
Ширина зубчатого венца
Ширина зубчатого венца вычисляется по формуле [1]:
Принимаем b = 30 мм.
6 Расчёт геометрии передачи
Нормальный средний модуль
Для выбора осевой формы зуба проектируемой передачи определяем: число зубьев плоского колеса:
среднее конусное расстояние:
Проверяем выполнение соотношения.
В нашем случае . Указанное соотношение выполняется.
Внешнее конусное расстояние
Внешнее конусное расстояние рассчитывается по формуле [1]:
Внешний окружной модуль
Внешний окружной модуль вычисляется следующим образом [1]:
Угол делительного конуса:
Номинальный диаметр зуборезной головки:
по таблице 2.4 [2] принимаем
Коэффициенты смещения и изменения расчётной толщины зуба исходного контура .
При . Принимаем– значение коэффициента изменения расчётной толщины зуба исходного контура
– коэффициент смещения [1].
7 Расчёт параметров зубчатых колёс
Высота ножки зуба в расчётном сечении расположенном по середине ширины зубчатого венца
Коэффициенты высоты ножки зуба и радиального зазора берутся из ГОСТ 16202-70 и принимаются = 1 = 025.
Нормальная толщина зуба в расчётном сечении:
Сумма углов ножек зубьев шестерни и колеса:
Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец
Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец
Уменьшение высоты головки зуба в расчётном сечении:
Высота головки зуба в расчетном сечении:
Внешняя высота головки зуба:
Внешняя высота ножки зуба:
Внешняя высота зуба:
Угол конуса вершин зубьев:
Средний делительный диаметр:
Внешний делительный диаметр:
Внешний диаметр вершин зубьев:
Расстояние от вершины конуса до плоскости окружности вершин зубьев:
Коэффициент торцового перекрытия:
Угол торцевого профиля зуба в расчётном сечении:
Число зубьев эквивалентного цилиндрического зубчатого колеса
Коэффициент осевого перекрытия:
8 Проверочные расчёты передачи.
Расчёт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс. Для стальных передач
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий определяем по графикам рис.2.1 [1] в зависимости от параметра
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса
где удельная окружная динамическая сила.
Подставим значения в формулу [2]:
Проверим выдержит ли передача нагрузку. Для этого должно выполняться неравенство:
где — контактное напряжение активных поверхностей зубьев МПа;
— допускаемое контактное напряжение активных поверхностей зубьев МПа.
Для рассматриваемой передачи:
Уточняем значение допускаемых контактных напряжений с учётом скорости передачи:
Таким образом контактная прочность передачи обеспечена.
Расчёт передачи на выносливость при изгибе зубьев по формуле [1]:
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса вычисляется по формуле:
где удельная окружная динамическая сила Нмм
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий определяется по графику рис. 2.1[1] в зависимости от параметра
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения рассчитывается по формуле [1]:
коэффициент учитывающий наклон зуба [1].
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев [1].
Полученные значения подставим в формулу:
Проверим выдержит ли передача найденные напряжения изгиба зубьев. Должно выполняться условие:
где — напряжение изгиба зубьев шестерни МПа;
— допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни МПа;
— напряжение изгиба зубьев колеса МПа;
— допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса МПа.
Условие выполняется значит передача выдерживает найденные для неё напряжения изгиба зубьев.
Уточняем значения допускаемых напряжений изгиба зубьев с учётом коэффициента учитывающего размеры зубчатого колеса [1]:
Изгибная прочность передачи обеспечена.
Расчёт усилий зубчатого зацепления.
В предположении совпадения направлений вращения шестерни и направления линии зуба (при взгляде с вершины конуса) получаем радиальное усилие шестерни равное осевому усилию колеса
Радиальное усилие колеса равное осевому усилию шестерни:
Расчеты выполнены верно.
9 Таблица результатов расчёта конической передачи
Обозначение единицы измерения
Передаточное отношение
Диаметр вершин зубьев:
Усилия в зацеплении:
- радиальное шестерни осевое колеса
- радиальное колеса осевое шестерни
Эскизная компоновка редуктора
1 Проектирование тихоходного вала
Вал будет ступенчатым.
Начинаем с определения формы и геометрических размеров конца тихоходного вала.
Конец тихоходного вала будет цилиндрическим. Его внешний вид и основные размеры представлены на рис. 4.
Рис. 4 — Внешний вид и основные размеры
цилиндрического конца вала
Определим геометрические размеры конца вала. Основным размером является диаметр конца вала который определяется по формуле:
Вычисленные значения диаметров округляются в ближайшую сторону до стандартных. Конец вала тихоходного берем стандартный короткого исполнения
Определив диаметр конца вала dkт по табл. 7.4.1 [4 c 71] находим остальные размеры конца вала
1.1 Подбор шпонки и ее расчет
Необходимо подобрать шпонку по рассматриваемому концу вала. Для передачи вращающегося момента чаще всего применяют призматические шпонки. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры сечения шпонки b и h берутся из таблицы. Подбор стандартной шпонки производим по табл. 10.1.2 [4 c. 125]:
b = 12 t1 = 5.0 L = 70
Эскиз призматической шпонки представлен на рис. 5.
Рис. 5 — Эскиз призматической шпонки
с геометрическими размерами
Шпонка находящаяся на конце вала является более нагруженной так как напряжения смятия обратно пропорциональны диаметру вала на который шпонка ставится поэтому рассчитываем шпонку на конце вала. На рисунке 6 представлен расчет шпонки на смятие.
Рис. 6 - расчет шпонки на смятие
Т.к. =90 110 МПа то шпонка выдержит
Расчет шпонки на срез:
Размеры шпонок выбраны таким образом что определяющими напряжениями являются напряжения смятия. Следовательно шпонки пригодны.
1.2 Выбор подшипника и его размеры
Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Подшипники качения классифицируют по форме тел качения и по направлению воспринимаемой нагрузки. В нашем случае будем использовать роликовые радиальные конические однорядные подшипники легкой серии. Размеры подшипника определяем по посадочному диаметру вала.
Определим диаметр вала под подшипники:
где — диаметр вала под подшипники мм;
— диаметр конца тихоходного вала мм;
— глубина паза на валу мм.
Все параметры известны рассчитаем диаметр вала под подшипники:
Принимаем диаметр под подшипники:
Найдём диаметр подшипника в зашифрованном виде:
Таким образом принимаем подшипник роликовый конический однорядный подшипник лёгкой серии без конструктивных особенностей 7210.
Размеры подшипника берем из табл. 8.10.6 [4 c 114] :
Эскиз выбранного подшипника представлен на рис. 7.
Рис. 7 — Эскиз конического подшипника
Рассчитаем диаметр буртика подшипника:
где — диаметр буртика подшипника мм;
— диаметр вала под подшипник мм;
— радиус скругления подшипника мм.
Найдём диаметр буртика подшипника:
Эскиз тихоходного вала редуктора представлен на рис. 8.
Рис. 8 — Эскиз тихоходного вала редуктора
2 Проектирование быстроходного вала
Вал также будет ступенчатым.
Вычисленные значения диаметров округляются в ближайшую сторону до стандартных. Конец вала быстроходного берем стандартный короткого исполнения
Определив диаметр конца вала dkб по табл. 7.4.1 [4 c 71] находим остальные размеры конца вала
2.1 Подбор шпонки и ее расчет
b = 10 t1 = 5.0 L = 50
Эскиз призматической шпонки представлен на рисунке 5.
Шпонка находящаяся на конце вала является более нагруженной так как напряжения смятия обратно пропорциональны диаметру вала на который шпонка ставится поэтому рассчитываем шпонку на конце вала. На рисунке 6 представлен расчет шпонки на смятие.
2.2 Выбор подшипника и его размеры
Таким образом принимаем подшипник роликовый конический однорядный подшипник среднюю серии без конструктивных особенностей 7209 ( т.к. при дальнейшем расчете подшипник легкой серии не подошел) .
Размеры подшипника берем из табл. 8.10.6 [4 c 465] :
Эскиз выбранного подшипника представлен на рисунке 7.
Определим диаметр быстроходного вала под установку манжетных уплотнений:
где — диаметр вала под установку манжетных уплотнений мм;
— диаметр конца вала мм;
— высота заплечика мм.
Для вала радиусом 36 мм высота заплечика составляет 2 мм [2 c 46].
Определим диаметр под манжеты:
Принимаем диаметр под манжету
Регулировка подшипника осуществляется с помощью круглой шлицевой гайки. Определим диаметр резьбы гайки:
где — диаметр регулировочной гайки мм;
— диаметр вала под манжетное уплотнение мм.
Диаметр вала под манжетное уплотнение уже найден. Определим диаметр вала под регулировочную гайку:
Параметры гайки берутся из таблицы 24.22 [2 c. 470].
принимаем гайку с резьбой М42х1.5
Эскиз выбранной шайбы представлен на рис. 9.
Рис. 9 — Эскиз регулировочной гайки
Фиксируется гайка стопорной шайбой. Подбор шайбы производится по таблице 24.23 [2 c 471]:
принимаем шайбу стопорную с резьбой М42х15
d1 = 42.5 b = 5.8 l = 39
Эскиз выбранной шайбы представлен на рис. 10.
Рис. 10 — Эскиз стопорной шайбы
Чтобы упростить монтаж стопорной шайбы предусмотрим паз под её язычок. Выбор канавки под язычок осуществляется по табл. 24.24 [2 c 471]:
принимаем канавку под резьбу М42х15.
Эскиз канавки под язычок стопорной шайбы представлен на рис. 11.
Рис. 11 — Эскиз канавки для язычка стопорной шайбы
3 Основные размеры корпусов крышек болтов винтов редуктора
Сначала найдём ширину стенки редуктора:
где — толщина стенки редуктора мм;
— внешнее конусное расстояние мм.
Внешнее конусное расстояние было найдено ранее. Определим ширину стенки редуктора:
Ширина стенки — это целое число поэтому округляем полученное значение. Окончательно получаем
Рекомендуемые диаметра болтов соединяющих:
Все рассчитанные значение диаметров болтов будут округлятся до стандартных значений.
Найдём диаметр стяжных болтов:
где — диаметр стяжных болтов мм;
— ширина стенки редуктора мм.
принимаем а стяжные болты М10.
Стяжные болты ставим посередине ширины фланца на расстоянии 20 мм от подшипников.
Определим параметры крышки подшипников на тихоходном валу
[4 c. 180] . Для этого сначала определяется количество болтов на которые крепится крышка и их диаметр. Подбор болтов проводится по таблице изображённой на рис. 12.
Рис. 12 — Основные параметры крышек подшипников мм
Наружный диаметр выбранного подшипника 90 мм поэтому для крепления крышки нужно 4 болта М8.
Определим диаметр установки болтов по формуле:
где D — наружный диаметр подшипника мм;
— диаметр соединительного болта мм.
Наружный диаметр фланца:
Эскиз используемой накладной крышки с указанием её геометрических размеров представлен на рис. 13.
Рис.13 — Эскиз накладной крышки
Между подшипником и крышкой ставится манжетное уплотнение. Параметры определяем по таблице 9.1.1. [4 c. 119]:
Эскиз принятого манжетного уплотнения представлен на рис.14.
Рис. 14 — Эскиз манжетного уплотнения:
— резинка 2 — каркас 3 — пружина
Параметры крышки на быстроходном валу [4 c.180]:
dвал.быстр = 40 мм b = 10 мм
Между подшипниками быстроходного вала установлен стакан.
Параметры стакана [4 c.181]:
h3 = 10 мм d5 = 10 мм L = 100
Эскиз стакана представлен на рис.15.
Рис. 15 — Эскиз стакана
Одна из сил действующих на тихоходный вал — сила со стороны муфты. Она зависит от типа муфты и её размеров поэтому перед расчётом вала необходимо выбрать муфту. Так как у нас присутствуют смещение валов и большие крутящие моменты а за сглаживание ударов отвечает ременная передача принимаем компенсирующую жёсткую муфту. В целях экономии попробуем сначала цепную муфту.
Подбор муфты производится по диаметру конца тихоходного вала по таблице 3.
Таблица 3 — Подбор цепной муфты
В нашем случае диаметр конца вала равен 40 мм нам подходит муфта с диаметром 40 мм.
Проверим подходит ли выбранная муфта. Должно выполняться условие:
где — номинальный крутящий момент муфты Н·м;
— коэффициент перегрузки;
Коэффициент перегрузки берём с графика нагрузки в задании: К = 15 крутящий момент на валу 1 уже известен.
Данное неравенство верно. Поэтому цепная муфта подходит. Окончательно принимаем муфту МЦ-2000-2-48-1по ГОСТ 20742-93. Эскиз выбранной муфты представлен на рис. 16 а её параметры — в таблице 4.
Рис. 16 — Эскиз цепной муфты
Таблица 4 — Параметры выбранной муфты
Геометрические параметры
После подбора муфты необходимо рассчитать силу от неё.
Сила от муфты вычисляется по формуле:
где — сила от муфты Н;
— коэффициент учитывающий тип муфты;
— окружная сила действующая внутри муфты Н.
Коэффициент учитывающий тип муфты для цепных муфт равен 02.
Окружная сила действующая внутри муфты рассчитывается следующим образом:
где — окружная сила действующая внутри муфты Н;
— крутящий момент действующий на тихоходный вал Н·мм;
— радиус окружности по которой передаётся крутящий момент в муфте мм.
Радиус окружности по которой передаётся крутящий момент в муфте рассчитаем так:
где — радиус окружности по которой передаётся крутящий момент в муфте мм;
— шаг цепи муфты по ГОСТ 13768-75 мм;
z — число звеньев цепи.
Шаг цепи муфты равен 3175 мм Число звеньев цепи 14. Рассчитаем радиус окружности по которой передаётся крутящий момент в муфте:
Рассчитаем окружную силу действующую в муфте:
Рассчитаем силу от муфты действующую на вал:
Расчет клиноременной передачи
Расчет ведется по [3 с. 285].
Исходные данные: Рдв = 4609 кВт nдв = 720 обмин Uрп = 2
Выбираем сечение ремня В(Б) по графику изображённым на рис.17.
Рис.17 — Графики для определения сечения ремня.
Определяем номинальную мощность передаваемую одним ремнем в условиях типовой передачи.
По рис.18 принимаем и находим
Рис. 18 — Графики для определения номинальной мощности
Рассчитаем геометрические параметры передачи :
Данный размер не является стандартным. По ряду предпочтительных чисел для (R40) размеров принимаем
Принимаем первоначальное межосевое расстояние:
Рассчитываем длину ремня по формуле:
Данное значение не является стандартным. По стандартному ряду длин ремней принимаем длину ремня:
При заданной длине ремня межосевое расстояние определяется по формуле
Все параметры известны. Определим межосевое расстояние клиноременной передачи.
Найдем угол обхвата по формуле:
Определим угол обхвата клиноременной передачи подставляя известные значения:
Мощность передаваемую одним ремнём в условиях эксплуатации можно найти по формуле:
где — мощность передаваемая одним ремнём кВт;
— мощность передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи кВт;
— коэффициент угла обхвата;
— коэффициент передаточного отношения;
— коэффициент длины ремня;
— коэффициент режима нагрузки.
Исходя из табл. 12.28 [3 c.289] 0.935
находим из рис. 19 : 092
Рис. 19 — Графики для определения коэффициента длины вала
находим из рис. 20 :
Рис. 20 – график для определения коэффициента
передаточного отношения
Учитывая двигатель внутреннего сгорания и ленточный транспортер ( нагрузка с умеренными толчками) принимаем .
Теперь все необходимые параметры известны. Найдём мощность передаваемую одним ремнём:
Определим число ремней клиноремённой передачи по формуле:
— расчётная мощность электродвигателя кВт;
— коэффициент числа ремней.
Коэффициент числа ремней принимаем равным
Условие выполняется.
Определим силу предварительного натяжения одного ремня:
Скорость движения ремня определяется по формуле:
Сила периодического подтягивания ремня определяется по формуле:
где — сила периодического подтягивания ремня Н;
— площадь сечения ремня м2;
— скорость движения ремня
Плотность ремня равна 1250 площадь сечения ремня по ГОСТ 1284.1-89 для сечения В(Б) равна 13810-6 м2.
Определим силу периодического подтягивания ремня:
Все необходимые параметры найдены. Определим силу предварительного натяжения одного ремня:
Определение сил действующих на вал.
Определяем угол между ремнями по следующей формуле:
Равнодействующая нагрузка на вал определяется следующим образом:
Тогда при статическом состоянии передачи:
При nдв = 720 обмин:
В данном случае влияние центробежных сил мало.
Ресурс наработки передачи определяется по формуле:
где — ресурс наработки передачи при среднем режиме нагрузки ч;
— коэффициент режима нагрузки;
— коэффициент климатических условий: центральны зоны
зоны с холодным климатом
При среднем режиме нагрузки (умеренные колебания)
К1 определяем из табл. 5 К1=1 Коэффициент принимаем равным 1.
Эскиз ременной передачи со всеми размерами представлен на рис. 21.
Рис. 21— Эскиз клиноременной передачи
Расчёт валов на статистическую прочность
1 Расчет тихоходного вала
Выпишем исходные данные для дальнейшего расчёта:
Силы зацепления на колесе:
Окружная Ft = 527864 Н
Радиальная Fr =4248162 Н
Крутящий момент Ткр = Т2 * 1000 =3278*1000=327800 Н*мм
Делительный диаметр колеса d2 =1648 мм
Расчётная схема вала представлена на рис. 22
Рис. 22 - Схема расчета тихоходного вала.
Определение реакций опор вала
Рассматриваем нагрузки действующие в вертикальной плоскости.
Рассматриваем нагрузки действующие в горизонтальной плоскости. Плоскость H:
Построение эпюр изгибающих моментов:
Проверочное уравнение для момента в точка 4 сошлось.
Проверка опасных сечений на прочность
Полученные напряжения нужно сравнить с допускаемыми напряжениями
для наших условий. Материал вала можно принять Сталь 45
И в точке 2 и в точке 3 выполняется условие
2 Расчет быстроходного вала
Радиальная Fr = 105624 Н
Осевая Fa = 4248162 Н
Крутящий момент Ткр = Т1* 1000 = 14499 *1000= 144990 Н*мм
Делительный диаметр шестерни d2 =5493 мм
Сила действующая со стороны ременной передачи FР =
Расчётная схема вала представлена на рис. 23
Рис. 23 - Расчётная схема вала
- Fp + Rv2 + Rv3 +F r =0
Тогда Rv2 = Fp - Rv3 - F r = -)-
Проверка опасных сечений:
Полученные напряжения надо сравнить с допускаемыми напряжениями для наших условий. Материал вала можно принять 45.
Расчет подшипников качения
Расчет ведется по [2].
На тихоходном валу стоят подшипники 7210. Это роликовые радиально-упорные (конические) однорядные подшипники лёгкой серии без конструктивных особенностей. Подшипники следует рассчитать по двум параметрам: по статической и динамической грузоподъёмностям.
Исходные данные для проверки [2 c.465]: Cr=70.4 кН C0r=55.0 кН е=0.42 Y=1.4 X=0.4 Y0=0.8 X0=05 FA= 105624 H Lhтреб. =21024 ч.
Проверка подшипников по статической грузоподъемности
Условие проверки и подбораР0≤С0 гдеР0— эквивалентная статическая нагрузка С0— статическая грузоподъемность ( из каталога ).
P0=X0Fr+Y0Fa где FrиFa— радиальная и осевая силы Х0иY0— коэффициенты радиальной и осевой статических сил.
Радиальная сила находится по следующей формуле: .
Н 55 *103Н – Условие выполняется.
Эквивалентная статическая нагрузка не может быть меньше радиальной силы поэтому принимаем P0=Fr= H.
Н 55*103Н – Условие выполняется.
Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
При проверке подшипников по динамической нагрузке должно выполняться условие: Lh требLh
Зависимость между долговечностью и нагрузкой на радиальный роликовый подшипник выражается в общем виде формулой:
где L – долговечность млн. оборотов;С– динамическая грузоподъемность (Н); Р – эквивалентная динамическая нагрузка Н (кгс).
Долговечность Lh в часах вычисляется по формуле: где n — частота вращения мин-1.
Эквивалентную динамическую нагрузку Р вычисляют по формуле:
где X— коэффициент радиальной нагрузки учитывающий влияние радиальной силы
Y— коэффициент осевой нагрузки учитывающий влияние осевой силы Fа;
V— коэффициент вращения (при вращении относительно вектора нагрузки внутреннего кольца V=1наружного кольца V = 12);
Fr и Fa— радиальная и осевая нагрузки Н;
— коэффициент безопасности (для редукторов = 13 15);
Кt- температурный коэффициент (при t0 до 100° С Kt= 1).
При определении осевых нагрузок Fa действующих на радиально-упорные подшипники помимо внешней осевой силы Faследует учитывать осевые составляющие S - реакций подшипников возникающие под действием радиальных нагрузок Fr. Эти составляющие вычисляются по формуле: S1=0.83eFr.
S1=0.83eFr1= 0.83 0.42 = 32735723 H
S2=0.83eFr2=0.830.42 =182830774H
Рис. 24 - Схема для определения осевых составляющихS12.
В нашем случае FA+S1S2: 1383597 1828308. Значит вал сдвинется к первому подшипнику и Fa1=S2-FA Fa2=S2.
Fa1= 1828308 – 105624 = 772068 H;
Подшипник 1:Отношение Fа1(V· Fr1)= 772068 (1·)=0822 что больше е=0.42 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: Х=04 Y=14.
LhтребLh – Условие выполняется.
Подшипник 2:Отношение Fа2(V· Fr2)= 1828308 (1·)=034 что меньше е=0.42 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: Х=1 Y=0.
LhтребLh – Условие выполняется.
На быстроходном валу стоят подшипники 7309. Это роликовые радиально-упорные (конические) однорядные подшипники средней серии без конструктивных особенностей. Подшипники следует рассчитать по двум параметрам: по статической и динамической грузоподъёмностям.
Исходные данные для проверки: Cr=1010 кН C0r=720 кН е=0.35 Y=1.7 X=0.44 Y0=0.1 X0=05 FA= 4248162 H Lhтреб. =21024 ч.
Н 101 *103Н – Условие выполняется.
Эквивалентная статическая нагрузка не может быть меньше радиальной сиды поэтому принимаем P0=Fr= H.
1 103 Н – Условие выполняется.
Fa1min=0.83eFr1=0.830.35=1603437714025 H
Fa2min=0.83eFr2=0.830.35= 2674076358765H
Рис. 25 – Схема для определения осевых сил Fa1и Fa2.
В нашем случае FA + Fa1min>Fa2min. Значит Fa1=Fa1min Fa2= FA+Fa1min
Fa1=1603438 H Fa2=4248162+1603438 = 58516 Н.
Отношение Fа1(V· Fr1)= 1603438 (1·)=029 что меньше е=0.35 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: Х=1 Y=0.
Отношение Fа2(V· Fr2)= 58516 (1·) = 063 что больше е=0.35 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: Х=044 Y=17.
Конструктивные размеры колес и корпуса редуктора
Колесо кованное диаметр ступицы колеса:
Толщина наружных ребер жесткости принимаем равной .
Для фиксирования крышки относительно корпуса необходимо поставить штифты принимаем
Лапы редуктора: диаметр отверстия
1 Тип смазки зубчатых колёс и подшипников
Средняя скорость в зацеплении меньше 12 поэтому для смазки зубчатых колёс следует применять способ окунания. Жидкое масло заливается в корпус редуктора колесо окунается в неё и несёт смазку в зону зацепления. Чтобы обеспечить смазку этим методом необходимо знать максимальную высоту масляной ванны.
Максимальная глубина масляной ванны определяется следующим образом:
Где L — внутренняя длина корпуса мм;
В — внутренняя ширина корпуса мм.
Верхний уровень смазки следует заливать на колеса
Определим объём необходимой смазки. Он вычисляется следующим образом:
Чтобы определить способ смазки подшипников нужно найти скорость их вращения.
где: d — делительный диаметр мм;
Скорость вращения подшипников на тиховодном валу:
Скорость вращения подшипников быстроходного вала:
Все подшипники вращаются со скоростями меньшими чем 2 . Поэтому все они смазываются густой консистентной смазкой типа солидол. Смазкой заполняют объёма полости подшипника а чтобы она не вытекала ставят защитные шайбы.
Внешний вид защитной шайбы представлен на рисунке 25.
Рис. 26 — Внешний вид защитной шайбы
2 Оборудование для обеспечения смазывания деталей
При эксплуатации редуктора необходимо постоянно контролировать уровень масла в нём. Для этого используют маслоуказатель смотровой люк с отдушиной для предотвращения перегрева и маслосливную пробку с цилиндрической резьбой.
Рассмотрим сначала крышку смотрового люка. Её эскиз представлен на рис. 26.
Рис. 27 — внешний вид крышки смотрового люка
Редуктор имеет не большие размеры. Так как типовые размеры не подходят параметры крышки смотрового люка принимаем:
Для её крепления потребуется 4 болтов М8х25
.Геометрические размеры крышки люка на виде сверху указаны на рис.27.
Рис. 28 — Геометрические размеры смотрового люка
В крышку вставляется ручка-отдушина. Её эскиз представлен на рис. 28.
Геометрические параметры представлены в табл.6
Рис. 29 — Эскиз ручки-отдушины
Таблица 6 — Геометрические размеры ручки-отдушины
Уровень масла контролируется при помощи маслоуказателя в собственном корпусе. Эскиз маслоуказателя представлен на рис. 29.
Рис.30 — Эскиз маслоуказателя
Необходимо предусмотреть возможность слива масла. Для этого используется маслосливная пробка с цилиндрической резьбой. Эскиз маслосливной пробки представлен на рис.30 а значения её геометрических размеров — в таблице7 .
Рисунок 31 — Эскиз сливной пробки с цилиндрической резьбой
Таблица 41 — Геометрические размеры сливной пробки с цилиндрической резьбой
Принцип значения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Учитывая что контактные напряжения в зацеплении до 700 МПа и окружная скорость зубчатого колеса до 2 мс принимаем кинематическую вязкость масла 60 ммс.
При данных нагрузках и скоростях применяем масла типа ИТП -200 ТУ38-101292-79.
В данном курсовом проекте разработан привод цепного конвейера который включает в себя три основных узла: двигатель передаточный механизм и исполнительный механизм.
Передаточный механизм содержит зубчатую муфту и редуктор.
Исполнительным механизмом в данном проекте является барабан.
Движение с вала двигателя передается посредством шпоночного соединения на быстроходный вал редуктора долее – с помощью зубчатой муфты движение передается на приводной вал опорами которому служат подшипниковые узлы и с которого посредством шпоночного соединения движение передается на барабан.
Все необходимые расчеты и пояснения особенностей конструкции оформлены в виде пояснительной записки.
Список используемой литературы
Добровольский В. П. Приводы конвейеров с гибким тяговым элементом: Учебное пособие по курсовому проектированию В. П. Добровольский 2009. — Омск: ОмГТУ — 111 с.
Дунаев П. Ф Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие П. Ф. Дунаев О. П. Леликов. — 11 изд. — М.: Академия 2008. — 496 с.
Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для машиностроения специальностей вузовМ.Н. Иванов В.А. Финогенов – 9-е изд. испр. – М.:Высш.шк. 2005. – 408с
Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие Л. В. Курмаз А. В. Скойбеда. — М.: Высш. шк. 2005. — 309 с.
Мехаев М. Б. Предварительный расчёт привода: Методические указания к курсовому проекту по деталям машин. — Омск ОмГТУ 2005 — 44 с