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
Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции
и ордена Трудового Красного Знамени
государственный технический университет им. Н.Э. Баумана
Привод ленточного транспортёра
Пояснительная записка
ДМ 321-03.00.00 ПЗ
Студент _____________ (Жуков А.Д.) Группа МТ 7-61
Руководитель проекта ______________ (Жуков В.А.)
2013 г.
Содержание:
Техническое задание……………………………………………………………………..2
1 Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя…………………………....................................................3
2 Анализ расчетов и данных полученных на ЭВМ в программе ПДМ
2.1 Результат первого расчета на ЭВМ………………………...……………………......5
2.2 Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для
конструктивной проработки………………………………………………………….6
2.3 Результат первого расчета на ЭВМ………………………………………………….7
3 Эскизное проектирование
3.1 Проектные расчеты валов……………..……………………………………………..9
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников……………………………………10
3.3 Установка и регулировка колес, подшипников……………………………………11
4 Расчет шпоночных, шлицевых соединений и посадки
с натягом ……………………………............................................................................12
5 Допуски формы и допуски расположения поверхностей конических колёс быстроходного вала ……………………………………………………………………...16
6 Подбор подшипников качения на заданный ресурс………………………………….18
7. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости……………..31
8 Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
8.1 Конструирование корпуса…………………………………………………………....46
8.2 Конструирование крышек подшипников…………………………………………...46
8.3 Конструирование крышки люка……………………………………………………..47
9 Выбор смазочных материалов………………………………………………………….48
11 Подбор муфт
11.1 Муфта упругая с торообразной оболочкой……..……………………………….....50
11.2 Зубчатая муфта…………………………………………….........................................51
Список использованных источников………………………………………………….....52
Приложение………………………………………………………………………………..53
1 Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (кВт) определяют по формуле
,
где – окружная сила на барабане цепного транспортера, = 4800 Н;
– скорость движения тяговой цепи, = 0,35 м/с.
кВт.
Общий КПД привода
обз = кон. з..п. * цил. з..п. * м. * опор
где - КПД конического зацепления, =0,99-КПД цилиндрического зацепления; - КПД муфты, =0,99 – КПД опор;
Тогда требуемая мощность электродвигателя (кВт)
.
кВт.
Частота вращения (мин) приводного вала
,
Диаметр барабана:
мин.
Номинальный вращающий момент на приводном валу:
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nдв = nпр *uБ*uТ
где uБ и uТ – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.
uБ = 4; uТ = 5-средние параметры.
Подставляя значения, получим
nдв = 53,5*5*4 = 1017 об/мин
По техническим данным двигателей серии АИР подбираем электродвигатель с мощностью (кВт) и частотой вращения (мин) ротора ближайшими к и . При подборе допускается перегрузка двигателя до 8 % при постоянной и до 12 % при
переменной нагрузке. Выбираем двигатель AИР100L4
2.1 Результат первого расчета на ЭВМ
2.2 Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.
В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - цена , dm1Б внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и mред. (см. рис .1)
В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 6.
В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 40 Х., а для шестерни – 45.
Рис.1:
2.3 Результат второго расчета на ЭВМ
3 Эскизное проектирование
Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.
3.1 Проектные расчеты валов
Диаметры различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42].
Значения диаметров участков быстроходного вала.
Диаметр конца быстроходного вала
мм.
Быстроходный вал редуктора соединяется с валом двигателя с помощью муфты. Диаметр вала двигателя 100L4/1410
мм,
Диаметр вала в месте установки подшипников
,
где - высота заплечика, =4 мм.
мм.
Принимаем диаметр участка вала под подшипник (из учета значений диаметров внутренних колец подшипников)
мм.
Диаметр заплечика подшипника
,
где - размер фаски подшипника, =2 мм.
мм.
Чтобы обеспечить свободный выход инструмента при обработке витков принимаем
мм.
Высота заплечика для упора подшипника не достаточна. Поэтому для упора подшипника предусмотрен специальный заплечик.
Значения диаметров участков тихоходного вала.
Диаметр конца тихоходного вала
мм.
Принимаем
мм.
Диаметр вала в месте установки подшипников
,
где - высота заплечика, =2,5 мм.
мм.
Принимаем диаметр участка вала под подшипник
мм.
Диаметр заплечика подшипника
,
где - размер фаски подшипника, =2 мм.
мм.
Принимаем
мм.
Значения диаметров участков приводного вала.
мм. Принимаем = 40 мм.
мм. Принимаем = 50 мм.
мм. Принимаем = 60 мм.
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные, а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами, причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку", а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии.
Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.
В связи с относительно большой длиной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.
3.3 Установка и регулировка колес и подшипников
Регулирование быстроходного вала
При сборке конической передачи регулируют вначале подшипники, а затем зацепление. Регулирование осевого зазора в радиально-упорных подшипниках осуществляют осевым перемещением на валу с помощью круглой шлицевой гайки внутреннего кольца подшипника.
При регулировании зацепления вал-шестерню перемещают в осевом направлении путем изменении толщины набора тонких металлических прокладок между корпусом редуктора и фланцем стакана.
Регулирование промежуточного вала
Особенность конструкции подразумевает регулировку вместе с подшипниками осевого положения конического колеса.
Регулировка подшипников и осевого положения конического колеса осуществляется при помощи набора тонких металлических прокладок, их перестановкой с одной стороны корпуса на другую, причем суммарная их толщина остаётся неизменной.
Регулирование тихоходного вала
Регулировка осуществляется набором тонких металлических прокладок.
4 Расчет шпоночных и шлицевых соединений и посадки с натягом
Шпоночное соединение призматическими шпонками относится к классу ненапряженных соединений. Наиболее распространены призматические шпонки, размеры сечений которых, выбирают в зависимости от диаметра вала d. Материал шпонок сталь 45 или Ст6 с пределом текучести sB = 590÷750 МПа. Такие соединения в сравнении с напряженными более технологичны (легкий монтаж и демонтаж) и обеспечивают лучшее центрирование деталей. Длину призматических шпонок выбирают в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки
где T-наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении, Н∙м; h – высота шпонки: t1 – заглубление шпонки в вал, t1≈ 0.6 h, мм.
Рабочая длина шпонки lp равна длине l призматической шпонки с плоскими торцами. При скругленных торцах
где, b – ширина шпонки.
Допускаемые напряжения для шпонки назначают в зависимости от предела текучести sT материала шпонки или сопряженных деталей, если их прочность ниже прочности шпонки:
При нереверсивной нагрузке с частыми пусками и остановами [s] = 2.9÷3.5. При реверсивной нагрузке указанные значения [s] повышают на 30%.
Шлицевые соединения
Зубья получают фрезерованием, выбрано соединение легкой серии, форма зубьев – прямобочная, способ центрирования – по внутреннему диаметру.
Длина шлицевого соединения рассчитывается по упрощенному расчету по обобщенному критерию. Расчет проводят по напряжениям смятия .Необходимую длину l определяют из условия
Принимаем допускаемые напряжения =60 МПа, ступица стальная, соединение неподвижное. Длину соединения согласуют по ряду Ra40
Соединение быстроходный вал – муфта.
Для диаметра вала мм принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78
b = 8 мм, h = 7 мм, = 4 мм , = 3,3 мм.
T = 38 Н·м, ,
Принимаем длину шпонки .
«Шпонка 8х7х18 ГОСТ23360-78»
Соединение вал электродвигателя – муфта.
Для диаметра вала мм принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78
b = 8 мм, h = 7 мм, = 4 мм , = 3,3 мм.
T = 28 Н·м, ,
Принимаем длину шпонки .
«Шпонка 8х7х18 ГОСТ23360-78»
Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного вала на ведущую звёздочку цепной передачи.
Для диаметра вала d = 45 мм принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78
b = 14мм, h = 9 мм.
Из условия находят .
T = 494,6 Н·м, шпонку изготовляют из стали 45: , глубина врезания шпонки в ступицу мм.
Определяем расчетную длину шпонки:
.
Принимаем длину шпонки .
«Шпонка 14х9х45 ГОСТ23360-78»
Шпоночное соединение приводного вала с барабаном.
Для диаметра вала мм принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78
b = 10 мм, h = 8 мм, = 5 мм , = 4,3 мм.
T = 650 Н·м, ,
Принимаем длину шпонки .
«Шпонка 10х8х52 ГОСТ23360-78»
Шлицевое соединение в месте крепления цилиндрического колеса тихоходной ступени.
Для диаметра вала мм
z=8-число зубьев, сф= 0,4 , d=46 мм,
T = 650Н·м, ,
Принимаем длину шлицей .
Шлицы прямобочные 8x46x50
Шлицевое соединение в месте крепления вала тихоходной ступени и муфты.
Для диаметра вала мм
z=8-число зубьев, сф= 0.4 , d=36 мм,
T = 650Н·м, ,
Принимаем длину шлицей .
Посадка с натягом, посадка колеса быстроходной ступени на вал
Диаметр вала:
Диаметр ступицы: d= 67мм
p=2.103 KT/(π d2 l f)
Материал сталь-сталь
при нагреве f=0.14
K=3.5
8 Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
8.1 Конструирование корпуса
Материал корпуса: СЧ15.
Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:
[1, стр.289].
; Принимаем .
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r = 5 мм, R = 10мм.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:
; Принимаем .
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса:
.
мм.
Диаметры приливов, в которых располагают подшипники
мм,
где D – диаметр наружного кольца подшипника.
Для подшипников быстроходного вала (D=72 мм)
мм.
Для подшипников тихоходного вала (D=85 мм)
мм,
Принимаем мм.
Корпуса коническо-цилиндрических редукторов конструируют двух исполнений: неразъемные (при ) с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом, и разъемные (плоскость разъема располагают по оси вала червячного колеса). Т.к. в проектируемом редукторе межосевое расстояние мм, то редуктор будет неразъемным.
Крышку люка неразъемных корпусов центрируют по переходной посадке и крепят к корпусу винтами. Диаметры винтов принимают при мм мм. В проектируемом редукторе винты диаметром d=8мм. Расстояние между винтами мм.
Для удобства сборки диаметр D отверстия окна выполняют на 2С=2…5 мм больше максимального диаметра колеса. В проектируемом редукторе мм, поэтому диаметр отверстия окна D=292 мм. Боковые крышки выполняют с шестью радиально расположенными ребрами; диаметр прилива мм, где мм. В проектируемом редукторе диаметр крышки мм. Диаметр прилива мм. Соединение крышки люка с корпусом промазывают мастикой.
8.2 Конструирование крышек подшипников
Материал для всех крышек подшипников СЧ15. Все крышки принимаем привертными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник.
Входной вал:
Наружный диаметр подшипника
Толщина стенки:
Диаметр винтов: d = 8 мм
Число винтов: z = 4
Толщина боковой стенки: =5,4…6
Размеры других элементов: ,
Промежуточный вал
Наружный диаметр подшипника
Толщина стенки:
Диаметр винтов: d = 6 мм
Число винтов: z = 4
Толщина боковой стенки: =5,4…6
Размеры других элементов: ,
Выходной вал:
Наружный диаметр подшипника
Толщина стенки:
Диаметр винтов: d = 6 мм
Число винтов: z = 4
Толщина боковой стенки: =5,4…6
Размеры других элементов: ,
Наружный диаметр отверстия под манжету 70 мм.
8.3 Конструирование крышки люка
Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки.
Параметры крышки:
Принимаем
9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло 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.
Принцип назначения 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.
Контактные напряжения:
НТ = 737,5 МПа,
НБ = 754,2 МПа.
Определим окружную скорость:
V = 2**a*n/6*104*(u 1),
а = 140 мм. – межосевое расстояние.
uТ = 4
uБ = 4,417
nТ = 37,8 об/мин,
nБ = 1450 об/мин.
«+» – так как зацепление внешнее.
VТ = 2*3.14*140*64,59/6*104*(5 + 1) = 0,15 м/с,
VБ = 2*3.14*140*1399/6*104*(4,3 + 1) = 3,86 м/с.
t = 40 С
Вязкость масла определяем по контактным напряжениям и окружной скорости быстроходного колеса:
К = 50 мм2/с,
Марка масла И – Г – А – 46 .
Это обозначает:
И – индустриальное,
Г – для гидравлических систем,
А – масло без присадок,
46 – класс кинематической вязкости.
Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются брызгами.
В качестве смазки подшипников быстроходного вала используется пластичный смазочный материал ЛИТОЛ-24. В качестве защиты от попадания масла применяем маслоотражатель.
10. Расчет муфт
10.1. Проектировка и проверочный расчет упругой муфты
Муфта служит для передачи вращающего момента с вала двигателя на быстроходный вал червячного редуктора.
Требуемая величина передаваемого момента: T = 19,7 Н·м.
Диаметр вала двигателя: d1 = 28 мм.
Так как момент и требования к компенсирующим способностям муфты сравнительно невелики, то выбираем муфту упругую со торообразной оболочкой по ГОСТ Р 50892-96:
Т.к муфта передает момент T = 100 Н·м., то ее рассчитывать не будем.
10.2 Проектировка жесткой компенсирующей муфты
(зубчатые муфты по ГОСТ Р 50895-96)
Зубья изготавливаются с эвольвентным профилем и углом зацепления 20 градусов.
Зубчатые втулки изготавливаются с эллептической образующей зубьев – бочкообразный зуб
Компенсация смещений валов достигается перекосом втулок относительно обойм за счет боковых зазоров и сферической поверхности наружных зубьев.
Материал втулок и обойм (поковки) – сталь марки 40 (ГОСТ 1050-60).
Твердость не менее HB 280 (V не более 5 м/с), для повышения противозадирной стойкости перепад твердости зубьев втулок и обойм не менее HB 30 или HRC 5.
Для снижения потерь на трение и увеличения долговечности зубьев зубчатое зацепление работает в масляной ванне. Рекомендуется тип смазки: масло цилиндровое 52 (выпор) – ГОСТ 6411 – 52 с добавлением 1 – 2% олеиновый кислоты (ГОСТ 7580 – 55), для загустения смазки добавляется 30-50% стеарата кальция (по объему).
Достоинства:
- высокая нагрузочная способность при сравнительно небольших габаритах
- способность компенсации любых смещений осей валов
- технологичность изготовления – использование для нарезки зубьев нормального зуборезного инструмента
Муфта подбирается по крутящему моменту. Выбираем зубчатую муфту МЗ-1 по ГОСТ 7798-70. Одна полумуфта соединяется с коническим концом тихоходного вала, а другая – с цилиндрическим концом приводного вала.
Проведем проверку 6 болтов поставленных без зазора по напряжениям среза:
,
где Тт – момент на тихоходном валу, Тт=650 Нм; D – диаметр, по которому расположены болты, D=147 мм; d – диаметр болтов, d=10 мм; i – число плоскостей стыка, i=1; z – число болтов, z=6; []ср – допускаемое напряжение среза, []ср=0,3т, где т – предел текучести материала болта, т=320 МПа; []ср=0,3320=96МПа.
.
Такое соединение болтами удовлетворяет условию с большим запасом.
Список используемой литературы:
При разработке курсового проекта использованы инструментарии сред: “Компас V13 ” и “Microsoft Word 2007” и MathCad 13 и AMP WinMachine