Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
D0
Министерство образования и науки РФ
Филиал ФГБОУ ВПО
«Южно-Уральский государственный университет» (НИУ)
в г. Златоусте
Факультет Техники и технологии
Кафедра Технической механики
Привод ленточного конвейера
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
По дисциплине «Прикладная механика»
ЮУрГУ-140604.2013.081 ПЗ КП
|
Нормоконтролер __________ Р.И. Зайнетдинов “____”____________2013г |
Руководитель __________ Р.И. Зайнетдинов “____”____________2013г |
|
Автор проекта студент группы ФТТ –393 __________ Е.А Редреев “____”____________2013г Проект защищен с оценкой ________________________ ________________________ “_____”_____________2013г |
Златоуст 2013
АННОТАЦИЯ
Редреев Е.А. Привод ленточного конвейера – Златоуст. ЮУрГУ филиал в г. Златоусте, 2013, 61 с., 23 илл.
Библиография литературы – 8 наименований.
В работе выполнен проект привода ленточного конвейера, состоящего из электродвигателя, упругой муфты, конического одноступенчатого редуктора, открытой цилиндрической зубчатой передачи ленточного конвейера. При проектировании подобран электродвигатель, выполнены расчеты зубчатой передачи, валов, подшипников, шпоночных соединений редуктора и открытой зубчатой передачи. Подобрана стандартная упругая муфта. В графической части проекта разработан чертеж общего вида редуктора и кинематическая схема привода, рабочие чертежи конического колеса и ведомого вала редуктора.
Оглавление
|
Задание на курсовое проектирование |
2 |
|
Аннотация по проекту |
4 |
|
Оглавление |
5 |
|
Введение |
6 |
|
7 |
|
9 |
|
11 |
|
12 |
|
14 |
|
22 |
|
27 |
|
32 |
|
42 |
|
45 |
|
47 |
|
50 |
|
51 |
|
Заключение |
61 |
|
Библиографический список |
62 |
|
Приложения |
ВВЕДЕНИЕ
Конвейер (от англ. convey – продвигать) – такая организация выполнения операций над объектами, при которой весь процесс воздействия разделяется на последовательность стадий с целью повышения производительности путём одновременного независимого выполнения операций над несколькими объектами, проходящими различные стадии. Конвейером также называют средство продвижения объектов между стадиями при такой организации.
Важной характеристикой работы конвейера является её непрерывность. Это верно и когда конвейером называют средство для транспортировки грузов на небольшие расстояния, и когда конвейер – система поточного производства на базе двигающегося объекта для сборки. Эта система превратила процесс сборки сложных изделий, ранее требующий высокой квалификации от сборщика, в рутинный, монотонный, низкоквалифицированный труд, значительно повысив его производительность. Расстановка рабочих или автоматов на линии конвейерной сборки осуществляется с учётом технологии и последовательности сборки или обработки деталей, чтобы добиться эффективного разделения труда.
В данном проекте конвейер состоит из двигателя, который создает вращающий момент; закрытого цилиндрического одноступенчатого редуктора, который понижает частоту вращения и повышает момент на выходе редуктора; конической открытой одноступенчатой передачи, которая выполняет такую же функцию и передает вращающий момент на звездочку; муфты, которая входит в состав привода предназначается для соединения электродвигателя и редуктора для передачи момента между ними с уменьшением динамических нагрузок. С помощью передач происходит передача энергии к рабочему органу с уменьшением частоты вращения, угловой скорости и увеличением вращающего момента.
В проекте основной целью является расчет и выбор всех механизмов конвейера, с достижением надежности и работоспособности, как всех механизмов, так и конвейера в целом.
1 Бланк задания
Рисунок 1 – Структурная схема привода ленточного конвейера
ЭД – электродвигатель переменного тока;
МУ – муфта упругая;
КОН – конический одноступенчатый редуктор;
ОЗЦ – открытая зубчатая цилиндрическая передача;
БП – барабан приводной ленточного конвейера.
Исходные данные:
Тяговое усилие: Ft = 3500, Н;
Группа материалов – I;
Срок службы привода: L = 3 года;
Число смен работы nсм = 1;
Коэффициенты 1 =1,6 , 2 = 0,7;
Окружная скорость: V = 1,9 м/с;
Диаметр барабана D = 250 мм;
Ширина барабана В = 400 мм.
Рисунок 2 – График нагрузки
Рисунок 3 – Кинематическая схема привода
1 – электродвигатель переменного тока;
2 – муфта упругая;
3 – конический одноступенчатый редуктор;
4 – открытая зубчатая цилиндрическая передача;
5 – звездочка приводная одинарная цепного конвейера.
2.1 Определяем общий КПД привода [4, табл. 2.2]:
,
где 2 = 0,98 – кпд муфты соединительной;
3 = 0,97 – кпд конического одноступенчатого редуктора;
4 = 0,96 – кпд открытой зубчатой цилиндрической передачи;
5 = 0,99 – кпд привода барабана;
n = 0,99 – потери в подшипниках.
2.2 Определяем требуемую мощность двигателя:
,
где Ft – тяговое усилие, Н;
V – окружная скорость, м/с;
– общий КПД привода.
2.3 Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя
Выбираем частоту вращения двигателя
nС = 1500 мин-1;
Выбираем электродвигатель [6, табл. К9]:
– тип: 4АM132S4У3;
– номинальная мощность: PН = 7,5 кВт;
– номинальная частота вращения: nН = 1455 мин-1;
– коэффициент перегрузки: TП/TН = 2.
2.4 Проверяем двигатель по пусковому моменту
Вывод: выбранный двигатель подходит по пусковому моменту.
Рисунок 4 – Эскиз двигателя
Таблица 1 – Параметры электродвигателя
Размеры в миллиметрах
|
Тип двигателя |
Число полюсов |
d30 |
l1 |
l30 |
d1 |
b1 |
h1 |
l10 |
l31 |
d10 |
b10 |
h |
h10 |
h31 |
|
132S |
2,4,6,8 |
302 |
80 |
480 |
38 |
10 |
8 |
89 |
- |
12 |
216 |
132 |
12 |
350 |
Выбираем передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора из стандартного ряда [4, стр. 36]
Определяем передаточное отношение для открытой зубчатой цилиндрической передачи
4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
4.1 Определяем мощности на валах привода
Проверка:
4.2 Определяем частоты вращения валов привода
4.3 Определяем угловые скорости валов привода
4.4 Определяем вращающие моменты на валах привода
Проверка:
5 Расчет закрытой прямозубой конической передачи
Рисунок 5 – Схема передачи
Исходные данные:
– тип передачи – закрытая прямозубая коническая
– передаваемая мощность: P1 = РБ = 7,35 кВт;
– момент на валу шестерни T1 = ТБ = 48,263 Нм;
– момент на валу колеса: T2 = ТТ =145,989 Нм;
– угловая скорость: 1 = Б =152,29 с-1;
– частота вращения: n1 = nБ = 1455 мин-1;
– передаточное число: u = iР = 3,15
– срок службы передачи: L = 3 года, работа в 1 смену
– вид смазки зацеплений: окунание в масляной ванне.
5.1 Кинематический расчет [п. 4]
5.2 Материалы зубчатых колес
С учетом рекомендаций [6, §3.1] по [4, табл. 3.3] назначаем:
– для шестерни – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .
– для колеса – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .
5.3 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость
5.3.1 Допускаемые контактные напряжения
Базовый предел контактной выносливости по [4, табл. 3.2]
Коэффициент безопасности по [4, стр. 33]
– для зуба шестерни
– для зуба колеса
Базовое число циклов перемены напряжений по [6, табл. 3.3]:
,
,
Эквивалентное число циклов перемены напряжений пo [3, с.171]
Для трехступенчатого графика нагрузки с моментами Т1 – пусковой, ТH – номинальный, Т2 – минимальный, предварительно определяется время работы передачи tH и t2 соответственно под нагрузками TH и T2 .
Время работы передачи
, часов;
, часов;
где L – срок службы передачи в годах;
ncм – число рабочих смен;
tH’ и t2’– продолжительность работы передачи под нагрузками TH и T2 за смену.
, циклов;
, циклов;
Так как, , то коэффициент долговечности [6, стр. 55]
Допускаемые контактные напряжения [3, ф. (3.9)]
;
для шестерни:
для колеса:
Допускаемые контактные напряжения для передачи
5.3.2 Допускаемые напряжения изгиба
Базовый предел изгибной выносливости зубьев [4, табл. 3.9]
Коэффициент безопасности [4, табл. 3.9]
Коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки [4, стр. 45]:
Базовое число циклов перемены напряжений и показатель степени [4, стр. 45]
Эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, ф. (12.76)]
Коэффициент долговечности [4, стр. 45]
, так как
Допускаемые напряжения изгиба [4, стр. 44]
5.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках.
5.4.1 Предельные допускаемые контактные напряжения [4, стр. 41]
5.4.2 Предельные допускаемые напряжения изгиба [1, стр. 196]
5.5 Внешний делительный диаметр колеса из условия контактной выносливости передачи. Расчетная формула [7]:
где – для прямозубых передач;
KH = 1,23 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.5];
u=i – передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора;
= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
– допускаемые контактные напряжения;
– коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем .
По ГОСТ 12289-76 [4, стр. 49] принимаем de2 = 250 мм.
5.6 Углы делительных конусов [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 8]
5.7 Конусное расстояние и ширина колес [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 3]
Принимаем b1 = b2 = bw = b = 40 мм.
5.8 Модуль и число зубьев
Внешний делительный диаметр шестерни
Назначаем числа зубьев по [4, с. 49; 6, с. 67 п. 6]
Принимаем z2 = 63.
Определяем внешний торцовый модуль [4, стр. 50]
Согласно ГОСТ 9563 – 60 для силовых передач . Принимаем .
Уточняем числа зубьев колеса
Принимаем z2 = 63.
5.9 Фактическое передаточное число и оценка его отклонения
Вывод: Отклонение меньше установленных ГОСТ 12289-76, 3%.
5.10 Окончательное значение размеров колес [4, табл. 3.11]
Углы делительных конусов
Внешние делительные диаметры
Внешние диаметры вершин [1, стр. 162]
Внешние диаметры впадин [1, стр. 162]
Средний торцовый модуль
Средние делительные диаметры
5.11 Окружное усилие, окружная скорость и степень точности изготовления.
По [4, с. 32; 6 табл. 4.2] назначаем 7-ю степень точности изготовления.
5.12 Проверка выносливости зубьев по контактным напряжениям [7]
где ZH = 1,77 – безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [4, стр. 31];
– коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес [4, стр. 31];
– расчетная окружная сила
= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
Определяем параметры, входящие в расчетную формулу:
где KH = 1,23 [4, табл. 3.5];
KHV = 1,16 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 4.3].
Расчетные контактные напряжения и их оценка:
Вывод: Выносливость зубьев по контактным напряжениям обеспечивается, недогрузка составляет 7,5 %.
5.13 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба [4, § 3.4]
где KF – коэффициент нагрузки, равный ;
KF = 1,61 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.7];
KFV = 1,42 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 3.8];
YF – коэффициент формы зубьев, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев.
Определяем параметры, входящие в расчетную формулу
Эквивалентное число зубьев колес:
Коэффициент формы зубьев определяем по [4, стр. 42; 6, табл. 4.4]
Оценка прочности зуба шестерни и колеса по отношению:
Расчет выполняем по шестерне, так как для нее это отношение меньше.
Вывод: Выносливость зубьев на изгиб обеспечивается.
5.14 Проверка прочности зубьев при перегрузках [7]
Вывод: Прочность зубьев по контактным напряжениям и на изгиб при перегрузках обеспечивается.
Контрольный счет на ЭВМ:
Рисунок 6 – Схема открытой передачи.
6.1 Исходные данные:
– момент на шестерне: Т1 = 145,989 Нм;
– частота вращения: n1 = 461,905 мин-1, n2 = 145,162 мин-1;
– передаточное число: u = iОЗЦ = 3,182;
– момент на колесе: T2 = 441,287 Нм;
– угловая скорость: 1 = 48,346 с-1, 2 = 15,201 с-1.
6.2 Материалы зубчатых колес
С учетом рекомендаций [6, §3.1] по [4, табл. 3.3] назначаем:
– для шестерни – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .
– для колеса – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .
6.3 Допускаемые напряжения изгиба
Базовый предел изгибной выносливости зубьев [п. 5.3.2]
Коэффициент безопасности [4, табл. 3.9]
Коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки [4, стр. 45]
Базовое число циклов перемены напряжений и показатель степени [4, стр. 45]
;
Эквивалентное число циклов перемены напряжений [п. 5.3.2]
Коэффициент долговечности [4, стр. 45]
так как
Допускаемые напряжения изгиба [п. 5.3.2]
6.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках.
6.4.1 Предельные допускаемые контактные напряжения [п. 5.4.1]
6.4.2 Предельно допускаемые напряжения изгиба [п. 5.4.2]
6.5 Модуль зацепления из условия изгибной выносливости [7]
где Km = 14 – для прямозубых передач;
KF = 1,37 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки [4, табл. 3.7];
z1 – число зубьев шестерни;
bd = 0,4 – коэффициент ширины колес;
[F] – допускаемые напряжения изгиба;
; ;
Оценка прочности зуба шестерни и колеса по отношению:
Расчет ведем по колесу, так как для него это отношение меньше.
Расчетное значение модуля зацепления
Контрольный счет на ЭВМ:
По ГОСТ 9563-60 [4, стр.36] принимаем m = 3,5 мм.
6.6 Основные геометрические размеры зубчатых колес [4, табл. 3.10]
Принимаем bw = b2 = 25 мм.
Принимаем b1 = 28 мм.
мм;
6.7 Окружная скорость и степень точности изготовления [п. 6.8]
По рекомендациям [6, табл. 4.2] назначаем 9-ю степень точности изготовления.
6.8 Проверка выносливости зубьев по напряжениям изгиба
Определяем параметры, входящие в формулу.
Определяем окружную силу
Коэффициенты
;
Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни и их оценка
Вывод: Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечивается.
6.9 Проверка прочности зубьев при перегрузках [3, ф. (3.4)]
где ZH = 1,77 – безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [4, стр. 31];
– коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес [4, стр. 31];
– расчетная окружная сила
= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
Определяем параметры, входящие в расчетную формулу:
где KH = 1,15 [4, табл. 3.5];
KHV = 1,08 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 4.3].
Расчетные контактные напряжения и их оценка:
Вывод: Прочность зубьев при перегрузках обеспечивается.
7 Предварительный расчет валов и эскизная компоновка
7.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
Re = 131,15 мм. – внешнее конусное расстояние;
– угол делительного конуса шестерни;
z1 = 20 – число зубьев шестерни;
b1 = 40 мм. – ширина венца (длина зуба) шестерни.
7.2 Расчет открытой зубчатой передачи
da1 = 87,5 мм. – диаметр вершин зубьев;
b1 = 28 мм. – ширина венца (длина зуба) шестерни.
7.3 Проектный расчет валов
Определяем диаметры выходных концов валов из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [4, ф. 8.16]:
где T – крутящий момент на валу, Нм;
– допускаемое напряжение кручения, МПа.
Принимаем: допускаемое напряжение кручения на быстроходном валу, МПа, допускаемое напряжение кручения на тихоходном валу МПа.
мм;
Этот диаметр согласовываем с диаметром вала двигателя dДВ = 38 мм и муфты. По таблице [4, табл. 11.7] выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 200 – 38.1 –32.2, ГОСТ 20884-82, при этом принимаем dБ = 32 мм.
мм;
По стандартному ряду чисел [4, с. 161…162] принимаем dТ = 32 мм.
Определяем диаметры валов под подшипниками (диаметры цапф) [8, табл. 1]
мм;
Принимаем dПБ = 40 мм.
мм;
Принимаем dПТ = 40 мм.
Определяем диаметры валов под зубчатыми колесами [8, с. 5]
знак «–» – шестерня установлена консольно
мм;
Принимаем (по стандартному ряду чисел) мм.
мм;
Принимаем (по стандартному ряду чисел) мм.
Шестерню выполняют заодно с валом, если выполняется условие
где – расчетный диаметр.
где – угол конуса впадин конической шестерни.
где – угол ножки зуба [4, табл. 3.11].
где – внешняя высота ножки зуба;
mte – внешний торцовый модуль.
мм;
Вывод: шестерню выполняем заодно с валом т.к. условие выполняется.
7.4 Расчет конструктивных размеров зубчатых колес, шкивов, звездочек и элементов корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора
мм;
Принимаем мм.
Длина ступицы колеса
мм;
Принимаем lст2 = 57 мм.
Диаметр ступицы колеса
мм;
Принимаем dст2 = 67 мм.
Толщина обода колеса
мм;
Принимаем мм.
7.5 Предварительный подбор подшипников для валов редуктора
По диаметрам цапф быстроходного и тихоходного валов подбираем кони-ческий радиально-упорный роликовый подшипник качения. Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии №7208, для тихоходного вала выбираем подшипник средней серии №7308 [4, П7].
Таблица 2 – Типоразмеры выбранных подшипников
Размеры в миллиметрах
|
№ |
d |
D |
T |
e |
Y |
Y0 |
C, кН |
C0, кН |
|
7208 (Б) |
40 |
80 |
19,25 |
0,38 |
1,56 |
0,86 |
46,5 |
32,5 |
|
7308 (Т) |
40 |
90 |
25,25 |
0,28 |
2,16 |
1,18 |
66 |
47,5 |
7.6 Определение размеров элементов подшипникового узла ведомого вала
В зависимости от D подшипника на тихоходном валу выбираем толщину стенки крышки подшипника [8, табл. 2] – мм., наружный диаметр резьбы болта (винта) крепления крышки подшипника – мм. и количество болтов – z = 4 шт.
Толщина фланца крышки подшипника
мм;
Высота головки болта (винта)
мм;
7.7 Назначение схем осевого фиксирования валов редуктора [4, §9.2]
Каждая из опор фиксирует осевое положение вала в одном направлении. Для тихоходного вала схема осевого фиксирования – «враспор». Для быстроходного вала схема осевого фиксирования – «врастяжку», такая схема обеспечивает меньшую длину узла конической шестернии и соответственно самого редуктора, исключает заклинивание подшипников при нагреве вала.
7.8 Способ смазки подшипников [3, с. 9, п. 11, или с. 14, п. 12]
Скорость зацепления V = 5,124 м/с > 3 м/с, смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием. Ширина мазеудерживающих колец, y = 0 мм.
Рисунок 7 – Эскизная компоновка редуктора
Принимаем следующие значения:
мм – расстояние от реакции опоры ведущего вала до середины обода шкива
мм. – расстояние между опорными реакциями ведущего вала
мм – расстояние от реакции опоры ведущего вала до середины зуба шестерни
мм, мм – расстояние от середины зуба колеса до опорных реакций для ведомого вала;
мм – расстояние от опорной реакции до середины зуба нестерни открытой цилиндрической передачи.
Габаритные размеры редуктора по внутренней стенке корпуса редуктора:
мм – высота;
мм – ширина;
мм – длина.
8 РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ
Исходные данные:
Назначение вала – тихоходный вал конического редуктора;
– вращающий момент: Т = 145,989 Нм;
– частота вращения вала: n = 461,905 мин-1;
Параметры зубчатых колес, шкивов, барабана:
dm2 = 211,88 мм; мм; ;
Линейные размеры:
c2 = 114 мм; f2 = 47 мм; l3 = 66 мм;
Вид посадки зубчатых колес на вал – с натягом;
Характер нагрузки – с толчками
8.1 Материал вала назначаем с учетом рекомендаций [6, §7.1] – Сталь 45 с термообработкой нормализация
HB = 190; .
8.2 Проектный расчет вала
Минимальный диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [п. 7.3]
мм;
По нормальному ряду чисел ГОСТ 6636-69 принимаем dТ = 32 мм.
Диаметры остальных участков вала [п. 7.3] dПТ = 40 мм, мм.
8.3 Проверочный расчет на статическую прочность
8.3.1 Расчетная схема составляется по рекомендациям [6, §6.1, 6.2, 6.3]
Рисунок 8 – Эпюры изгибающего и крутящего моментов ведомого вала
8.3.2 Силы, действующие на вал [7]
[п. 5.11];
[п. 6.8]
8.3.3 Опорные реакции в плоскости xOz (горизонтальной)
Н;
Проверка:
Опорные реакции в плоскости yОz (вертикальной)
Проверка:
8.3.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
– в плоскости xoz (горизонтальной):
Н∙м;
Н∙м.
– в плоскости yoz (вертикальной):
Н∙м;
Н∙м;
Н∙м.
8.3.5 Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях
Н∙м;
Н∙м.
Расчет ведем по сечению В.
8.3.6 Эквивалентный момент
Н∙м.
8.3.7 Эквивалентные напряжения и их оценка [1, табл. 16.1]
см3;
Вывод: статическая прочность вала обеспечивается
Контрольный счет на ЭВМ:
8.4 Проверочный расчет вала на выносливость
Рисунок 9 – Эскиз вала
Расчетные формулы [7]
где S – коэффициент запаса прочности;
S, S – коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;
-1, -1 – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле;
K, K – эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений;
Ку – коэффициент шероховатости поверхности;
, – масштабный коэффициент, учитывающий диаметр сечения вала;
а, а – амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений;
, - коэффициент зависящий от материала вала;
m, m – среднее значение напряжения цикла.
Пределы выносливости материала
МПа;
МПа;
Характер изменения напряжений (циклы). Для редукторных валов считают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, напряжения кручения – попульсирующему.
Рисунок 10 – Характер изменения напряжения изгиба по симметричному циклу
Рисунок 11 – Характер изменения напряжения кручения по пульсирующему циклу
8.4.1 Сечение A – A
Рисунок 12 – Сечение A – A
Характеристика сечения [4. табл. 8.9]
– dЗК.Т = 42 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм;
– сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами;
– концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом;
– максимальные изгибающий и крутящий моменты МИ = 146,98 Н∙м, МКР = 145,989 Н∙м.
Момент сопротивления сечения изгибу [4, c. 165]
мм3;
Момент сопротивления сечения кручению [4, c. 165]
мм3;
Амплитуда и среднее напряжение цикла при изгибе
МПа;
– цикл симметричный;
Определим коэффициенты [4. табл. 8.5…8.8]
; ; ;
Коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла при кручении
МПа;
Определим коэффициенты [4. табл. 8.5…8.8]
; ; ;
Коэффициенты запаса усталостной прочности материала по кручению
Общий коэффициент запаса
Вывод: вал в сечении А – А по запасу прочности подходит.
8.4.2 Сечение В – В
Рисунок 13 – Сечение В – В
Характеристика сечения
– dПТ = 40 мм;
– сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами;
– концентрация напряжений обусловлена напрессовкой;
– максимальные изгибающий и крутящий моменты МИ = 254,75 Н∙м, МКР = 145,989 Н∙м.
Момент сопротивления сечения изгибу [4, c. 165]
мм3;
Момент сопротивления сечения кручению [4, c. 165]
мм3;
Амплитуда и среднее напряжение цикла при изгибе
МПа;
– цикл симметричный;
Определим коэффициенты [4. табл. 8.5…8.8]
; ;
Коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла при кручении
МПа;
Определим коэффициенты [4. табл. 8.7, примечание 1]
; ;
Коэффициенты запаса усталостной прочности материала по кручению
Общий коэффициент запаса
Согласно [4, стр. 162] допускается снижение [S] до 1,7.
Вывод: вал в сечении В – В по запасу прочности подходит.
8.4.3 Сечение С – С
Рисунок 14 – Сечение С – С
Характеристика сечения [4. табл. 8.9]
– dТ = 32 мм, b = 10 мм, t1 = 5 мм;
– сечение нагружено крутящим моментом;
– концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом;
– максимальный крутящий момент МКР = 145,989 Н∙м.
Момент сопротивления сечения кручению [4, c. 165]
мм3;
Амплитуда и среднее напряжение цикла при кручении
МПа;
Определим коэффициенты [4. табл. 8.5…8.8]
; ; ;
Коэффициент запаса усталостной прочности материала по кручению
Вывод: вал в сечении С – С по запасу прочности подходит.
9 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Исходные данные:
– тихоходный вал конического редуктора;
– опорные реакции [п. 8.3.3]:
Н, Н,
Н, Н.
– осевая сила, действующая на вал [п. 8.3.2], ;
– частота вращения вала: ;
– диаметр цапфы вала: ;
– рабочая температура t ≤ 60о;
– характер нагрузки: с толчками;
– рекомендуемая долговечность:
Рисунок 15 – Эскиз подшипникового узла ведомого вала
9.1 Радиальные нагрузки действующие на подшипник:
Н;
Н;
9.2 Учитывая нагрузки, действующие на опоры, и рекомендации [4, § 9.4] выбираем тип подшипника – радиально-упорный конический однорядный. По [4, табл. П3 ... П8] , учитывая диаметр цапфы вала, принимаем подшипник средней серии № 7308, для которого:
; ;
; ; ; .
9.3 Эквивалентная динамическая нагрузка [7]
где X – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V – коэффициент вращения колес, при вращении внутреннего кольца;
K – коэффициент безопасности;
KТ – температурный коэффициент.
9.3.1 Определяем коэффициенты [4, § 9.7, табл. 9.19, табл. 9.20]
V = 1; K = 1,8; KT = 1.
9.3.2 Осевые составляющие радиальной нагрузки [4, ф.(9.9)]
9.3.3 Осевые силы, действующие на подшипник [4, табл. 9.21; 7]
Так, так S1 < S2 и Fa = 497,84 < S2 – S1 1460,2-255,64=1204,56, то:
9.3.4 Коэффициенты X и Y назначаем по следующим соотношениям и коэффициенту е по [4, табл. 9.18]
Принимаем по [4, табл. 9.18]: X1 = 0,4; Y1 = 2,16.
Принимаем по [4, табл. 9.18]: X2 = 1; Y2 = 0.
9.3.5 Эквивалентная динамическая нагрузка
Более нагруженной является опора В.
9.4 Расчетная долговечность подшипника опоры В [7]
где – показатель степени = 10/3;
С – динамическая грузоподъемность.
Вывод: подшипник подходит на весь срок службы, в 2,195 раза.
9.5 Проверка подшипника по статической грузоподъемности при перегрузках
Эквивалентная статическая нагрузка определяется как наибольшее значение из двух формул [4, ф. 9.13]
где X0 – коэффициент радиальной нагрузки, по [4, табл. 9.23]: X0=0,5.
Вывод: Подшипник по статической грузоподъемности при перегрузках проходит.
10 ПОДБОР СТАНДАРТНОЙ МУФТЫ
Исходные данные:
– муфта соединяет вал двигателя и быстроходный вал редуктора;
– тип муфты – упругая с торообразной оболочкой;
– диаметры соединяемых валов: d1 = 38 мм, d2 = 32 мм;
– вращающий момент на валу: T = 48,263 Нм;
– частота вращения валов: n = 1455 мин-1;
– характер нагрузки – с толчками.
10.1 По диаметрам соединяемых валов d1 и d2, с учетом момента Т выбираем типоразмер муфты [4, табл. 11.7]. Обозначение муфты по ГОСТу: Муфта упругая с торообразной оболочкой 200-38.1-32.2 ГОСТ 20884-82.
Параметры выбранной муфты:
– номинальный момент: Tн = 200 Нм;
– максимальная частота вращения: 2460 мин-1;
– диаметры соединяемых валов: d = 32…40 мм.
10.2 Проверяем муфту по вращающему моменту
k – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода [4, табл. 11.3], k = 1,7.
Вывод: муфта подходит по вращающему моменту.
10.3 Проверяем муфту по частоте вращения
Вывод: муфта подходит по частоте вращения.
10.4 Эскиз выбранной муфты с основными размерами
Рисунок 16 – Эскиз муфты
Таблица 3 – Параметры муфты
Размеры в миллиметрах
|
D |
d1 |
d2 |
lцил |
Lцил |
|
200 |
32 |
38 |
82 |
245 |
|
Примечание. Исполнение 1 – полумуфта с цилиндрическими отверстиями на длинные концы валов; 2 – то же, на короткие концы валов. |
11 ПОДБОР И РАСЧЕТ РАЗЪЕМНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Рисунок 17 – Эскиз шпоночного соединения
11.1 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала и зубчатого конического колеса
Исходные данные:
Вращающий момент на валу [п. 4.4], ТТ = 145,989 Н·м;
Характер нагрузки – с толчками
Подбор и расчет шпоночного соединения (под зубчатым колесом)
Диаметр вала под зубчатым колесом, dЗ.К.Т = 42 мм.
11.1.1 По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 [4, табл. 8.9] выбираем шпонку:
, t1 = 5 мм., t2 = 3,3 мм.
Длина ступицы зубчатого колеса [п. 8.4],
Принимаем мм.
Длина шпонки мм.
По ГОСТ 23360-78 принимаем l = 50 мм.
11.1.2 Напряжения смятия и их оценка [4, § 8.4]
Расчетная формула [4, ф. 8.22]
мм.
мм.
МПа – для стали
Вывод: Прочность при смятии по напряжениям смятия выполняется.
11.1.3 Напряжения среза и их оценка [см. п. 1.2]
Расчетная формула [7]
МПа – для стали
Вывод: условие на срез выполняется
Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 12х8х38 ГОСТ 23360-78
11.2 Расчет шпоночного соединения на выходном конце тихоходного вала
Исходные данные:
Вращающий момент на валу [п. 4.4], ТТ = 145,989 Н·м;
Характер нагрузки – с толчками
Подбор и расчет шпоночного соединения (под шестерней открытой передачи)
Диаметр вала под шестерней открытой передачи, dТ = 32 мм.
11.2.1 По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 [4, табл. 8.9] выбираем шпонку:
, t1 = 5 мм., t2 = 3,3 мм.
Длина ступицы мм.
Принимаем мм.
Длина шпонки мм.
По ГОСТ 23360-78 принимаем l = 40 мм.
11.2.2 Напряжения смятия и их оценка
мм.
мм.
МПа – для стали
Вывод: Прочность при смятии по напряжениям смятия выполняется.
11.2.3 Напряжения среза и их оценка
МПа – для стали
Вывод: условие на срез выполняется
Обозначение шпонки по ГОСТу - Шпонка 10х8х30 ГОСТ 23360-78
11.3 Расчет шпоночного соединения на конце быстроходного вала
Исходные данные:
Вращающий момент на валу [п. 4.4], ТБ = 48,263 Н·м;
Характер нагрузки – с толчками
Подбор и расчет шпоночного соединения (под полумуфтой)
Диаметр вала под полумуфтой, dБ = 32 мм.
11.3.1 По диаметру вала по ГОСТ 23360-78 [4, табл. 8.9] выбираем шпонку:
, t1 = 5 мм., t2 = 3,3 мм.
Длина ступицы полумуфты мм.
Длина шпонки мм.
По ГОСТ 23360-78 принимаем l = 40 мм.
11.3.2 Напряжения смятия и их оценка
мм.
мм.
МПа – для чугуна
Вывод: Прочность при смятии по напряжениям смятия выполняется.
11.3.3 Напряжения среза и их оценка
МПа – для стали
Вывод: условие на срез выполняется.
Обозначение шпонки по ГОСТу – Шпонка 10х8х30 ГОСТ 23360-78
12 ВЫБОР СМАЗКИ
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны определяем из расчёта 0,5…0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности [4, с.251].
При контактных напряжениях σН = 506 МПа и окружной скорости колёс v = 5,124 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть равна 2210-6 м/с. [4, табл. 10.8], принимаем масло индустриальное И-20А [4, табл. 10.10].
Подшипники смазываются разбрызгиванием.
13 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕС И КОРПУСА РЕДУКТОРА
13.1 Конструктивные размеры колеса редуктора [4, табл. 10.1]
Исходные данные:
– диаметр вала, dЗ.К.Т = 42 мм. [п. 7.3];
– длина ступицы колеса, lст = 57 мм. [п. 7.4];
– диаметр ступицы колеса, dст = 67 мм. [п. 7.4];
– толщина обода колеса, δ0 = S0 = 11 мм. [п. 7.4];
– ширина венца, b = 40 мм. [п. 5.7];
– внешний торцовый модуль, mte = 3,97 мм. [п. 5.8];
– внешнее конусное расстояние, Re = 131,15 мм. [п. 5.7];
– диаметр окружности впадин зубьев, dfe2 = 247,12 мм. [п. 5.10];
– внешний делительный диаметр, de2 = 250 мм. [п. 5.10]
Внутренний диаметр обода [8, табл. 6.1],
Принимаем D0 = 169 мм.
Толщина диска конических колес [8, табл. 6.1],
мм.
Принимаем С = 16 мм.
Диаметр отверстий [8, табл. 6.1],
мм.
Принимаем dотв = 26 мм.
Диаметр центровой окружности [8, табл. 6.1],
мм.
Принимаем Dотв = 118 мм.
Фаска [8, табл. 6.1],
мм.
Принимаем f = 2 мм.
Рисунок 17 – Эскиз колеса
13.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора [4, табл. 10.2, 10.3]
Исходные данные:
– внешнее конусное расстояние, Re = 131,15 мм. [п. 6.4].
13.2.1 Толщина стенки корпуса редуктора, мм. [п. 7.4];
13.2.2 Толщина крышки редуктора,
мм;
Принимаем мм.
13.2.3 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса,
мм.
13.2.4 Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса,
мм.
13.2.5 Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышки,
мм.
мм.
13.2.6 Толщина ребер оснований корпуса,
мм.
13.2.7 Толщина ребер крышки,
мм.
13.2.8 Диаметр фундаментных болтов. Используя рекомендации [6, табл. 10.17], принимаем d1 = 16 мм., болт М16-8g×40.66.029 ГОСТ 7798–70 [6, табл. К2].
13.2.9 Используя рекомендации [6, табл. 10.18, стр. 234], определяем размеры элементов угловой ниши фундаментного фланца основания корпуса: К1 = 43 мм.; С1 = 19 мм.; D01 = 28 мм.; b01 = 1,0 мм.; d01 = 18 мм.;
Ширина опорной поверхности платиков,
мм.
Принимаем b1 = 47 мм.
Высота опорной поверхности платиков,
мм.
Расстояние между креплениями болтов d1,
мм.
Высота ниши,
мм.
Радиус скругления между платиком и дном корпуса редуктора,
мм.
Расстояние между нижней частью платика и дном корпуса редуктора,
мм.
Рисунок 18 – Угловая ниша фундаментного фланца
13.2.10 Диаметр винтов соединительных у подшипников. Используя рекомендации [6, табл. 10.17], принимаем d2 = 14 мм., винт М14-8g×30.68.029 ГОСТ 7798–70 [6, табл. К5].
13.2.11 Размеры, определяющие положение винтов d2,
мм.
мм.
13.2.12 Используя рекомендации [6, табл. 10.18, стр. 234], определяем размеры фланца подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса: К2 = 31 мм.; С2 = 16 мм.; D02 = 24 мм.; b02 = 18 мм.; d02 = 16 мм.
Рисунок 19 – Фланец подшипниковой бобышки с креплением
13.2.13 Диаметр винтов соединяющих основание корпуса с крышкой. Используя рекомендации [6, табл. 10.17], принимаем d3 = 12 мм., винт М12-6g×25.68.029 ГОСТ 7798–70 [6, табл. К5].
13.2.14 Используя рекомендации [6, табл. 10.18, стр. 237, 238], определяем размеры ниши соединительного фланца крышки и основания корпуса: К3 = 26 мм.; С3 = 13 мм.; D03 = 20 мм.; b03 = 16 мм.; d03 = 14 мм.
мм.
Принимаем h3 = 28 мм.
мм.
Рисунок 20 – Ниша соединительного фланца
13.2.15 Фланец для крышки подшипникового узла. Используя рекомендации [6, стр. 239, табл. 10.20, табл. 10.21, табл. К18], определяем размеры присоединительного фланца крышки:
Диаметр винта торцовой крышки подшипникового узла. При диаметре наружного кольца подшипника D=80 мм, руководствуясь рекомендациями [6, табл. 10.20], назначаем d4 = 8 мм. Принимаем: Винт М8-6g×30.68.029 ГОСТ 11738–84 [6, табл. К5]. Количество винтов [6, табл. 10.20], n=4.
Ширина расточки под врезную крышку, f = 5 мм.
Внутренний диаметр фланца крышки,
мм.
мм.
Наружный диаметр фланца крышки,
мм.
мм.
Принимаем DБ2 = 129 мм., DТ2 = 123 мм.
Диаметр кольцевой расточки, DБ0 = 102 мм; DТ0 = 95 мм.
Другие размеры крышек из [6, табл. К18]: DБ3 = 80 мм, DТ3 = 80 мм, hБ = 20 мм, hТ = 16 мм, hБ1 = hТ1 = 7 мм, lБ = lТ = 10 мм, lБ1 = lТ1 = 2 мм.
13.2.16 Расстояние между поверхностью колеса и внутренней поверхностью стенок корпуса [4, табл. 10.3]
где δ = 8 мм. – толщина стенки корпуса редуктора.
х=1,125·8=9 мм.
13.2.17 Расстояние между поверхностью колеса и дном корпуса [6, с.117]:
мм.
13.2.18 Крышка люка редуктора торцовая под регулировочные винты [6, с. 242]: δ = 6 мм.; δK = 3 мм.; h5 = 3 мм.; L = 150 мм.; винт d5 – А.М6-6g×10.48 ГОСТ 17475–80 [6, табл. К4]; количество винтов, n=4.
Рисунок 21 – Крышка люка редуктора
13.2.19 Стакан подшипникового узла. Используя рекомендации [6, табл. 10.16], назначаем:
Толщина стенки при D > 52…80,
мм.
Толщина фланца,
мм.
Высота упорного буртика,
мм.
где r – радиус скругления наружного кольца подшипника [4, П7].
Параметр Da,
мм.
Диаметры фланца D1 и D2 соответствуют размерам D1 и D2 и количеству отверстий крышки подшипникового узла,
мм.
мм.
Принимаем D2 = 129 мм.
Рисунок 22 – Стакан подшипникового узла быстроходного вала
13.2.20 Подшипниковые бобышки основания и крышек корпуса быстроходного и тихоходных валов [6, §10.5, п. 3, табл. 10.21, табл. 10.22].
Внутренний диаметр подшипниковой бобышки быстроходного и тихоходного вала равен внутреннему диаметру фланца для крышки подшипникового узла [п. 13.2.15, ф. 224, 225].
Наружный диаметр подшипниковой бобышки быстроходного вала,
мм.
Наружный диаметр подшипниковой бобышки тихоходного вала,
мм.
Длина гнезда подшипниковой бобышки быстроходного вала,
где Н1 = 25 мм. – высота регулировочного винта [6, табл. К6];
Н = 27 мм. – высота нажимной шайбы [6, табл. К6];
ТТ = 19,25 мм. – ширина подшипника на быстроходном валу;
ТТ = 25,25 мм. – ширина подшипника на тихоходном валу.
l1 = 25 + 27 + 19,25 + 3,75 = 75 мм.
Длина гнезда подшипниковой бобышки тихоходного вала,
l2 = 25 + 27 + 25,25 + 3,75 = 81 мм.
Высоту бобышек под болты выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку бола и гайку, hб = 3 мм.
13.2.21 Круглый маслоуказатель [6, с. 258]: d=30 мм; D=60 мм; D1=48 мм; l=12 мм.
Рисунок 23 – Круглый маслоуказатель
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данном курсовом проекте спроектирован электромеханический привод, в который входит электродвигатель и система передач. С помощью передач, а именно открытой зубчатой прямозубой цилиндрической передачи одноступенчатого редуктора, закрытой зубчатой конической передачи происходит передача энергии к рабочему органу с уменьшением частоты вращения, угловой скорости и увеличением вращающего момента за счёт зацепления зубьев. Муфта, которая входит в состав привода предназначается для соединения электродвигателя и редуктора для передачи момента между ними с уменьшением динамических нагрузок.
Все поставленные задачи проекта, заключающиеся в том, чтобы создаваемый привод был работоспособным, надежным, технологичным, ремонтопригодным, долговечным, удобным в эксплуатации, экономичным и технически эстетичным были решены и цель проекта достигнута.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Гузенков, П.Г. Детали машин: учебное пособие для вузов / П.Г. Гузенков – М.: Высшая школа, 1986. – 359 с.
2. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для техн. спец. вузов. / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов – М.: Высшая школа, 1998. – 447 с.
3. Прикладная механика: рабочая тетрадь к практическим занятиям. – 2-е изд., перераб. и доп. / Р.И. Зайнетдинов, О.В. Калинин; Под редакцией Б.А. Лопатина. – Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 1999. – 44 с.
4. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся машиностроит. спец. техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 2005. – 416 с.
5. Прикладная механика: учебное пособие к курсовому проекту / Р.И. Зайнетдинов – Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2002. – 25с.
6. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / А.Е. Шнйнблит. – 2-е изд., перераб. и доп. — Калининград: Янтарный сказ, 1999. — 454 с.
7. Конспект лекций / Е.А. Редреев – Златоуст: ЮУрГУ, 2013. – 98 с.
8. Прикладная механика: конспект лекций / Р.И. Зайнетдинов, О.Н. Цуканов, С.В. Плотникова – Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2010. – 68 с.