Привод цепного транспортёрасостоящий из асинхронного электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора.

Пояснительная Записка.docx

Московский ордена Ленина Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени государственный технический университет им. Н. Э. Баумана
Кафедра «Детали машин»
Привод цепного транспортёра
Анализ передаточного механизма4
Предварительные результаты вычислений на ЭВМ и их анализ5
1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи6
2 Выбор варианта редуктора7
Эскизное проектирование редуктора9
1 Предварительный расчёт валов10
1.1 Быстроходный вал10
1.2 Промежуточный вал10
1.3. Тихоходный вал10
2 Определение ориентировочного расстояния между деталями10
3 Выбор типа и схемы установки подшипников10
3.1 Промежуточный вал10
3.2 Тихоходный вал11
Конструирование зубчатых колёс11
1 Быстроходная ступень11
2 Тихоходная ступень11
Расчёт валов на прочность12
1 Промежуточный вал12
Подбор подшипников на заданный ресурс.19
1 Промежуточный вал19
1 Установка колес на валах24
1.1 Колесо на промежуточном валу24
1.2. Колесо на тихоходном валу25
2 Посадка подшипников26
2.1 Промежуточный вал26
2.2 Тихоходный вал26
3 Шпоночные соединения26
3.1 Быстроходный вал26
3.2 Тихоходный вал27
3.4 Шпонки под звездочки на приводном валу27
Проектирование корпуса крышек и систем регулировки28
Выбор смазки редуктора28
Особенности сборки редуктора 30
Список используемой литературы31
В рамках данного проекта необходимо разработать привод цепного транспортёра состоящего из асинхронного электродвигателя двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора с осями валов расположенными в вертикальной плоскости комбинированной муфты а так же из приводного вала с тяговыми звездочками .
Цепной транспортёр - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов устанавливаемая в отапливаемом помещении.
Редуктор может применяться в различных устройствах помимо данного. В редукторе используются: цилиндрическая передача с косозубыми колесами. Характер косозубого цилиндрического зацепления отличается от прямозубого тем что зубья косозубого колеса входят в контакт с зубьями сопрягаемого колеса не по всей длине а плавно и последовательно что придает такой передаче еще одно достоинство – плавность и относительная бесшумность работы. При этом чем больше угол наклона зубьев тем выше плавность зацепления. Еще одно преимущество косого расположения зубьев на колесах – в зацеплении участвуют сразу несколько зубьев плавно передавая нагрузку от одного к другому. По этой причине несущая способность косозубой цилиндрической передачи дополнительно повышается.
В данном случае имеется конструкция работающая от трёхфазного асинхронного электродвигателя мощностью 5.5 кВт и синхронной частотой вращения 1432 обмин.
Среди недостатков таких передач необходимо отметить повышенные требования к точности изготовления шум при больших скоростях высокую жесткость не позволяющую компенсировать динамические нагрузки. Однако отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие своих достоинств они широко распространены во всех отраслях машиностроения.
Исходным документом для проектирования является техническое задание. Проектирование проводилось с учётом основных принципов:
-Все детали и сборочные единицы должны обладать одинаковой степенью соответствия требованиям надёжности точности жёсткости и прочности;
-Конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц обеспечивающую малые габариты удобство сборки;
-Конструируемое изделие должно соответствовать требованиям унификации и стандартизации;
При выполнении проекта первоначально был разработан эскизный проект включающий в себя кинематический расчёт привода расчёт редукторных передач. Эскизный проект являлся основой для разработки технического проекта.
На этой стадии расчёт изделия выполняется одновременно с вычерчиванием элементов конструкции. Разработка проекта проводилась с использованием ЭВМ.
Анализ передаточного механизма
Предварительные результаты вычислений на ЭВМ и их анализ
1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Расчетное значение контактного напряжения
-для косозубых передач;
-межосевое расстояние;
-коэффициент нагрузки;
T1-вращающий момент на шестерне;
-фактическое передаточное число;
Проверка зубьев колес по напряжениям изгибав зубьях колеса:
-учитывает форму зуба и концентрацию напряжений;
- учитывает угол наклона зуба;
=0.65 для косозубых передач;
Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки:
Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций и хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:
Кпер=ТпикТ где Т=Т1=Тmax- максимальный из длительно действующих момент по которому проводят расчеты на сопротивление усталости.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое:
-контактное напряжение при действии номинального момента;
- максимально возможное значение коэффициента долговечности;
- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;
-коэффициент запаса прочности;
3 Выбор варианта редуктора
При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом удовлетворяющие различным часто противоречивым требованиям: наименьшей массе габаритам стоимости наибольшему КПД требуемой жесткости надежности.
Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.
Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма межосевое расстояние материал венца колеса коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета выбирают рациональный вариант.
На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры требуемые для выпуска чертежей а также силы в зацеплении необходимые для расчетов валов и подшипников.
После анализа полученных результатов выбираем наиболее подходящий вариант (№6) для цилиндрического редуктора
Межосевое расстояние мм от передаточного отношения
Масса колес кг от передаточного отношения
Масса механизма кг от передаточного отношения
Диаметры впадин Б-шестерни мм от передаточного отношения
Эскизное проектирование редуктора
1 Предварительный расчёт валов
1.1 Быстроходный вал
Вращающий момент на валу Tб=341 Н.
1.2 Промежуточный вал
Вращающий момент на валу TПР=207 Н·м
Расчётный диаметр посадочной поверхности колеса
Размер фаски колеса f=12мм и диаметр буртика для упора колеса
По ряду стандартных линейных размеров выбираем dБК=48 мм
Координата фаски подшипника r=25 мм
Диаметр посадочного места под подшипник
По ряду стандартных линейных размеров выбираем dП=40 мм
Диаметр буртика для упора подшипника
По ряду стандартных линейных размеров выбираем dБП=48 мм
Вращающий момент на валу TТ=873.1 Н*м.
Высота заплечика tцил=5 мм координата фаски подшипника r=3 мм
Диаметр посадочного места под подшипник
По ряду стандартных посадочных размеров выбираем dП=65мм
По ряду стандартных линейных размеров выбираем dБП=75 мм
Диаметр посадочного места для колеса
2 Определение ориентировочного расстояния между деталями
Расстояние между внешними поверхностями деталей передач зазор между поверхностью колес и внутренними стенками корпуса
3 Выбор типа и схемы установки подшипников
3.1 Промежуточный вал
Для опор валов прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего либо роликовые конические либо шариковые радиальные подшипники. Назначим шариковые радиальные однорядные подшипники серии 208 по ГОСТ8338-75. Установка подшипников – враспор
Назначим шариковые радиальные однорядные подшипники серии 213 по ГОСТ8338-75. Установка подшипников – враспор
Назначим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии с условным обозначением 1213 по ГОСТ 28428-90
Конструирование зубчатых колёс
1 Быстроходная ступень
Передача цилиндрическая зубчатая косозубая.
Поскольку размеры шестерни малы то используем вал-шестерню. консольного типа.
Колесо выполняем по схеме 5.3а [1] т.к. производство серийное.
Характерные размеры:
-ширина зубчатого венца b2 =35 мм;
-фаска на торце зубчатого венца ;
-угол фаски т.к. твердость рабочей поверхности более 350НВ.
-ширина торца зубчатого венца ;
2 Тихоходная ступень
Шестерня выполнена заодно с валом.
Колесо выполняем по схеме 5.3а [1] т.к производство серийное.
-ширина зубчатого венца b2 =55 мм;
-угол фаски т.к. твердость рабочей поверхности более350НВ.
-ширина торца зубчатого венца
Расчёт валов на прочность
Механические характеристики для стали 40X:
= 640 МПа - предел текучести при изгибе;
= 380 МПа - предел текучести при кручение;
Определение внутренних силовых факторов.
Реакции опор от сил нагружающих вал определены выше.
Крутящий момент численно равен вращающему моменту
Эпюры внутренних силовых факторов:
Из рассмотрения внутренних силовых факторов и конструкций узла следует что самыми опасными сечениями являются:
-1 – место установки зубчатого колеса: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом на вал;
-2 – место установки подшипника: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами осевой силой;
-3 – место установки полумуфты: сечение нагружено крутящим моментом
Вычисление геометрических характеристик опасных сечений:
Определение внутренних силовых факторов:
Изгибающие моменты:
- суммарный изгибающий момент:
Расчет на статическую прочность:
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием):
Напряжение кручения:
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях т.к. полученные коэффициенты запаса больше допускаемых ().
-1 – место установки подшипника: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами осевой силой;
-2 – место установки шестерни на вал: сечение нагружено крутящим моментом концентратор напряжений – шпоночный паз.
Потенциально опасны сечения 1-1 и 2-2
Расчет на статическую прочность
Коэффициент перегрузки
Момент сопротивления сечения вала при расчете на кручение
Максимальный суммарный изгибающий и крутящий момент и осевая сила:
Момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение:
Площадь поперечного сечения:
Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:
Частные коэффициенты запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности:
Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности [S]=15 25.
Таким образом прочность вала обеспечена
Потенциально опасны сечения в местах крепления колеса и шестерни.
Потенциально опасное сечение А
Расчет на статическую прочность.
Подбор подшипников на заданный ресурс.
Для 3 режима нагружения коэффициент эквивалентности KE=05
Назначим роликовые шариковые однорядные подшипники серии 208 по ГОСТ 8338-75
Тогда для опоры 1: X=056 Y= 044е
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при и в опорах 1 и 2:
Расчетный ресурс больше требуемого
Проверка выполнения условия
На конец вала действует консольная сила со стороны муфты:
Назначим подшипники серии 213 ГОСТ 8338-75
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при и
Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при (вероятность безотказной работы 90%) (обычные условия применения) k=103
Муфта – упругая и консольная сила от неё действующая на конец приводного вала:
Для подшипника более нагруженной опоры 1 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при (вероятность безотказной работы 90%)
(обычные условия применения) k=3 (шариковый подшипник)
Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие то предварительно назначенный подшипник 1213 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%
2 Посадка подшипников
2.1 Промежуточный вал
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и следовательно имеет циркуляционное нагружение.
Выбираем поле допуска вала – k6
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению выбираем поле допуска отверстия – H7
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и следовательно имеет циркуляционное нагружение.
3 Шпоночные соединения
3.1 Быстроходный вал
Шпоночное соединение служит для передачи вращающего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу редуктора. Шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Основной критерий работоспособности шпоночного соединения является прочность.
Условие прочности на смятие:
момент на валу электродвигателя: T=34.1 Нм
диаметр вала: d=32 мм
выступающая из вала часть шпонки: k=45 мм
допускаемое напряжение смятия:
Шпонка 10x8x32 по ГОСТ23360-78
момент на валу: T=873 Нм
диаметр вала: d=56 мм
выступающая из вала часть шпонки: k=35 мм
Шпонка 14x9x70 по ГОСТ23360-78
момент на валу электродвигателя: T=607.6 Нм
диаметр вала: d=48 мм
Шпонка 16x10x63 по ГОСТ23360-78
3.4 Шпонки под звездочки на приводном валу
Шпонки служат для фиксации положения звездочек на приводном валу. Материал шпонки сталь 45 нормализованная.
Условие прочности на смятие:
Шпонка 16x10x50 по ГОСТ23360-78
Проектирование корпуса крышек и систем регулировки
Основные параметры корпуса:
-толщина стенки корпуса
-радиусы скруглений r=4мм R=12 мм
Крепление крышки к корпусу
Диаметр винтов крепления .
Для регулирования положения крышки относительно корпуса используем штифты с диаметром мм. Выбираем штифт 10х50 ГОСТ 3128-70.
Крышки подшипниковых гнёзд
Крышки выполняем привертными
Крепление редуктора к полу.
Диаметр болтов крепления. Используем болты М18x15-6gx50
Система слива и контроля уровня масла.
Для слива масла используется пробка K34 по ГОСТ 12718-77.
Для возможно полного слива масла дно корпуса делаем наклонённым под углом1о
Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 03 до 125 мс. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
Контактные напряжения:
Угловая скорость вращения тихоходного вала:
Рекомендуемая кинематическая вязкость
Угловая скорость вращения быстроходного вала:
Выберем среднее: масло И-Г-А-46.
Г – для гидравлических систем
- диаметр элемента зацепления
- геометрическая характеристика зацепления
- диаметр делительной окружности
Выберем комбинированную муфту.
Допускаемые касательные напряжения оболочки ;
Расчет диаметра штифта муфты.
Лучше брать штифт с шейкой. Определим диаметр шейки:
Тогда диаметр штифта будет 10 мм.
Список использованной литературы
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л. Высшая школа 2000
Тибанов В.П. Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М. МГТУ им. Н.Э. Баумана 2003
Курс лекций по дисциплине «Детали Машин»
Атлас конструкций узлов и деталей машин. Под ред. Ряховского О.А. М. МГТУ им Н. Э.Баумана 2009
М. В. Фомин Расчеты опор с подшипниками качения Москва МГТУ 2001 стр. 40

ДеталиМашин.dwg

МГТУ им. Н.Э. Баумана Кафедра СМ10 Группа СМ10-61
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71
Курсовой проект по Деталям машин
под штифт конический
Техническая характеристика
Лента 1.1-500-1-ТК-200-2-6-3
Двигатель АИР 100S4 исполнения IM1081
Редуктор ЦУ-160-4-12У2 ГОСТ 20758-75
Тяговое усилие на барабане 1
Крутящий момент на барабане 282 Н*мм
Ресурс привода 21024 часов
Технические требования
Подшипники качения насадить на вал (предварительно нагрев их
в масле до температуры 80-100
С) с использованием оправки и
ударного инструмента из мягкого металла.
При сборке узла барабана подшипниковые гнёзда набить смазкой
ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21150-87 на 23 свободного объёма
* - размеры для справок
КП.Д3.01.04.11.01.000
ленточного конвейера
Частота вращения вала барабана
Вращающий момент на валу барабана
Подшипники кочения насадить на вал
предварительно нагрев
их в масле до температуры 80-100 С.
В корпус подшипников заложить смазку ЛИТОЛ-24
ГОСТ 1631-81 в количестве 23 свободного объёма
После сборки проверить вал на лёгкость вращения.
Вращение должно быть плавным
Необработанные поверхности узла окрасить в два слоя серой
нитроэмалью по грунту.
КП.Д3.02.04.06.00.000
Кольцо компенсаторное
Кольцо маслоотражательное
Быстроходный вал-шестерня
Нижняя часть корпуса
Средняя часть корпуса
Промежуточный вал-шестерня
Подшипник 307 ГОСТ 8338-75
Подшипник 311 ГОСТ 8338-75
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Болт М12-6gх30.88 ГОСТ 7796-70
Гайка М16-6H.5 ГОСТ 5915-70
Болт М12-6gх35.88 ГОСТ 7796-70
Болт М12-6gх70.88 ГОСТ 7796-70
Гайка М36-6H.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М12-6H.5 ГОСТ 15521-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.01.016 ГОСТ 13463-77
Шайба 16.01.016 ГОСТ 13465-77
Шайба 36.01.016 ГОСТ 13465-77
Штифт 2.8х26 ГОСТ 3129-70
Штифт 2.8х30 ГОСТ 9464-79
Штифт 2.8х32 ГОСТ 9464-79
Шпонка 12х8х63 ГОСТ 23360-78
Шпонка 5х5х32 ГОСТ 23360-78
Кольцо 24 ГОСТ 13942-86
Манжета 1.1.-35х58-2
Манжета 1.1.-55х80-2
Пробка КГ 12'' ГОСТ 12719-67
МГТУ им. Н.Э.Баумана Кафедра "Детали машин" Группа СМ10-61
Редуктор цилиндрический
МГТУ им. Н.Э. Баумана Кафедра РК-3 Группа СМ10-61
Техническая характеристика 1. Вращающий момент на тихоходном валу
2. Частота вращения вала
3. Передаточное число редуктора 15
3 4. Степень точности изготовления передач 8 5. Коэффициент полезного действия 0
3 Технические требования 1. Необработанные поверхности литых деталей
находящиеся в масляной ванне
покрывать маслостойкой красной эмалью; 2. Наружные поверхности корпуса - серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76; ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке 3. В редуктор залить смазочное масло И-Г-А-32; 4. Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика УТ-34; 5. Радиальная консольная сила на валу не более: Входном
Средний нормальный модуль
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа исходного колеса
указанных особо. 2. *Размер обеспеч. инстр. 3. Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Формовочные уклоны 1°. 2. Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK. 2. Неуказанные радиусы 3 мм max.
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Подшипник 310 ГОСТ 8338-75
Манжета 1.1.-35х56-2
Манжета 1.1.-50х70-2
Редуктор цилиндрический соосный вертикальный
Барабан сварной. Обод - лист толщиной 8мм по ГОСТ 5681-57. Диски - лист толщиной 6мм по ГОСТ 5681-57. Ребра - полоса 6х48мм по ГОСТ 103-57. 2. В полости корпусов подшипников заложить по 0
кг ПСМ "Литол 24" ГОСТ 21150-60.
Муфта с пакетами плоских пружин
Привод ленточного транспортера
Техническая характеристика i-1
;1. Мощность электродвигателя
2. Частота вращения двигателя
обмин 1440 3. Передаточное число привода 15
3 4. Тяговые усилие на ленте транспортера
5. Скорость ленты транспортера
Технические требования i-1
;1. Смещение валов электродвигателя и редуктора не более: i10
;2. Смещение валов редуктора и привода
;осевое 3 мм радиальное 1
Схема расположения опорных поверхностей привода
обработать в сборе с рамой
;Техническая характеристика 1. Номинальный крутящий момент
Н·м 710 2. Допустимое смещение валов
мм осевое 3 мм угловое 0
; Технические требования i0
Винты фиксировать герметиком УТ-34.
на длине 150 мм с обоих сторон