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
Беларускі Нацыянальны Тэхнічны Універсітэт
Кафедра “Дэталі машын і ПТМ”
Тлумачальная запіска
да курсавога праекта па дысцыпліне
“Прикладная механика”
Тема: Привод конвейера: “Цилиндрический одноступенчатый прямозубый редуктор с плоскоременной передачей и цепной муфтой”
Исполнитель: студент гр. 107613
Видзяйло К.А.
Руководитель: К.Т.Н. доцент Балицкий В.А.
Минск 2005г.
Содержание.
Стр.
Введение……………………………………………………………………...……3
2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя…...……...…...4
Схема конвейера………………..……………………………………………6
3. Расчет механических передач
3.1 Расчет плоскоременной передачи………………………………………7
3.2 расчет зубчатой передачи…………………………..………………….11
4. Расчет валов
4.1 Проектировочный расчет и конструирование валов…………………15
4.2 Расчет сил действующих на валы……………………………………..16
4.3 Расчет валов на статическую и усталостную прочности…………….21
4.4 Выбор подшипников…………………………………………………...23
4.5 Выбор муфты…………………………………………………………...26
5. Расчет прочих элементов редуктора………………………………………. 27
6. Описание сборки и смазки редуктора……………………………………...28
7. Список литературы…………………………………………………….…….29
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передач вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи зубчатые колеса и подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато - червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, конические цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с развернутой ступенью и т.д.).
2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.
Весь расчет курсового проекта ведется по книге Чернавский С.А. “Курсовое проектирование деталей машин”.
Определяем требуемую мощность электродвигателя:
,
где - мощность электродвигателя на выходе; ()
η - общий КПД.
,
где
- КПД зубчатой передачи;
- КПД плоскоременной передачи;
- КПД пары подшипников качения;
- КПД цепной муфты.
КПД привода:
Кинематический расчет привода:
Требуемая мощность электродвигателя: .
Требуемая частота электродвигателя:
В соответствии с (табл2.4) выбираем электродвигатель асинхронный короткозамкнутый серии закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 4A80В2У3.
|
Pэд ,кВт |
nэд c,об/мин |
d, мм |
S, % |
|
2.20 |
3000 |
22 |
5 |
Определяем асинхронную частоту вращения вала электродвигателя:
,
где , -коэффициент скольжения;
,
Уточняем общее передаточное число привода:
Разбиваем общее передаточное число по ступеням привода:
где:
- передаточное число зубчатой передачи
- передаточное число ременной передачи
В соответствии с габаритным критерием примем ,тогда передаточное число ременной передачи
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем угловые скорости валов привода:
Определяем вращающие моменты валов привода:
Требуемая мощность электродвигателя: .
КПД привода:
Вращающие моменты валов:,,
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Передаточное отношение:
Межосевое расстояние:
Угол обхвата малого шкива:
Зубчатая передача:
Межосевое расстояние:
Модуль зубчатой передачи:
Число зубьев: шестерни , колеса
Делительные диаметры: шестерни: , колеса:
Диаметры вершин зубьев: шестерни: , колеса:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
3. Расчет механических передач.
3.1 Расчет плоскоременной передачи.
Частота вращения ведущего шкива:
Диаметр ведущего шкива:
принимаем =120мм
Диаметр ведомого шкива:
для передач с регулируемым напряжением ремня
принимаем =300 мм
Передаточное отношение:
отклонение
Межосевое расстояние:
Угол обхвата малого шкива:
Длина ремня :
длину ремня увеличиваем на 150мм для сшивки ремня
L=2500мм
В связи с конструктивными особенностями примем L=3600мм
Скорость ремня:
Окружная сила:
Выбор ремня:
Из таблицы 7.1 выбираем ремень вида Б – прослойно-завернутый с резиновыми прослойками.
z = 2 – число прокладок
= 3 Н/мм
с толщиной
проверяем условие
условие выполняется
Определяем коэффициент угла обхвата:
Определяем коэффициент влияния скорости ремня
Коэффициент режима работы определяем по таблице 7.4 для передачи к линейчатому конвейеру при постоянной нагрузке.
=1
Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи . При наклоне до принимаем.
=1
Определяем допускаемую рабочую нагрузку на 1мм ширины прокладки:
Определяем ширину ремня:
по таблице 7.1 принимаем b=20мм.
Предварительное натяжение ремня:
где:
- напряжение от предварительного натяжения ремня;
= 1,8 МПа;
Натяжение ветвей:
ведущей
ведомой
Напряжение от силы
Напряжения изгиба:
Напряжения от центробежной силы:
Максимальное напряжение:
условие выполнено.
Проверка долговечности ремня:
(при постоянной нагрузке).
Долговечность ремня:
Нагрузка на валы передачи:
Ведущий шкив выполняют с гладким ободом, а ведомый выпуклым. Шкивы выполняют из чугуна СЧ15.
3.1 Расчет зубчатой передачи.
Для изготовления зубчатых колес редуктор выбираем материал: для шестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость - НВ 180, для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость – НВ 150.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
где 0,9 – поправочный коэффициент
= 2НВ +70 = 180*2 +70 = 430 МПа;
= 2НВ +70 = 150*2 + 70 = 370 МПа;
- коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место, при длительной эксплуатации редуктор принимаем:
= 1
[SH] – коэффициент безопасности
[SH] = 1,1
Дальнейший расчет ведем по меньшему значению.
Определяем межосевое расстояние редуктора:
где:
- коэффициент, учитывающий тип редуктора, для прямозубого редуктора - = 49
U – передаточное число редуктора
U = 2,9
коэффициент ширины колеса
Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию
(гост 2185 – 66)
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба
По таблице 3.1 принимаем = 1,25
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66
Определяем модуль зубчатой передачи:
Принимаем стандартное значение модуля m=2 мм.
Определяем суммарное число зубьев:
Определяем число зубьев шестерни:
тогда число зубьев колеса .
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры.
Проверка:
Диаметры вершин зубьев.
Ширина колеса.
Ширина шестерни.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
назначаем восьмую степень точности по ГОСТ 1643 – 81. Назначаем глубину погружения зубчатого колеса в масленую ванну на 1/3 высоты зуба (т.к. ).
Коэффициент нагрузки:
где:
коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зуба.
.
- коэффициент неравномерности. Для прямозубых колес –
= 1
коэффициент динамичности.
.
Проверка контактных напряжений:
на 19 %;
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная .
Радиальная .
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.
.
где:
- коэффициент нагрузки.
- коэффициент концентрации нагрузки (по таблице 3.7).
= 1,07.
- коэффициент динамичности (по таблице 3.8).
= 1,45.
= 1,07*1,45 = 1,55.
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев, по ГОСТ 21354 – 75.
= 3,66.
Определяем допускаемые напряжения:
где:
- коэффициент безопасности.
=
- учитывает нестабильность свойств материла.
= 1,75.
- учитывает способ получения заготовки зубчатого колес.
= 1 (для поковок и штамповок).
- предел выносливости.
= 1,8 НВ (по таблице 3,9).
допускаемые напряжения:
для шестерни : .
для колеса : .
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, т.к для него отношение / меньше.
Проверяем прочность зуба шестерни:
условие выполняется.
4. Расчет валов.
4.1 Проектировочный расчет и конструирование валов.
Для изготовления валов выбираем сталь 45.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца
Принимаем =30мм.
Проектируем вал на основе гипотезы балки равного сопротивления
Ведомый вал:
На вал действуют силы:
- окружная сила:
;
- радиальная сила:
,
профильный угол зуба (приняли).
Сила биения муфты:
Выбор материала вала: Сталь40Х().
Расстояния между опорами:
Принимаем расстояние между муфтой и серединой левого подшипника выходного вала редуктора.
В вертикальной плоскости:
Cоставим уравнения моментов:
Максимальный изгибающий момент:
В горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент:
Силы, действующие на ведомый вал
Ведущий вал:
На вал действуют силы:
- окружная сила:
;
- радиальная сила:
,
профильный угол зуба (приняли).
Нагрузка на вал от ременной передачи:
Выбор материала вала: Сталь40Х().
Расстояния между опорами:
Принимаем расстояние между муфтой и серединой левого подшипника выходного вала редуктора.
В вертикальной плоскости:
Cоставим уравнения моментов:
Изгибающий момент:
В горизонтальной плоскости:
Максимальный изгибающий момент:
Коэффициент запаса прочности для опасного сечения.
Моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе W и кручении W(табл.14.2-[2]):
Предел выносливости стали при изгибе и кручении.
При изгибе (14.11 – [2]):
При кручении (14.13 – [2]):
предел прочности стали (табл.9.6 – [2]).
Напряжения в проверяемом сечении:
Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 – [2]):
;.
Касательное напряжение для нулевого цикла (14.15 – [2]):
Эффективные коэффициентыи концентраций напряжений (таб.14.2 – [2]):
Масштабный фактор (14.3 – [2]):
Определим значения коэффициентов и (табл.14.4 – [2]):
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 – [2]):
Коэффициент запаса прочности по касат. напряжениям (14.10 – [2]):
Общий коэффициент запаса прочности (14.8 – [2]):
>[S].
Проверка выполнена
Коэффициент запаса прочности для опасного сечения.
Моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе W и кручении W(табл.14.2 - [2]):
Предел выносливости стали при изгибе и кручении.
При изгибе (14.11 – [2]):
При кручении (14.13 – [2]):
предел прочности стали (табл.9.6 – [2]).
Напряжения в проверяемом сечении:
Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.4 – [2]):
;.
М – суммарный изгибающий момент.
Касательное напряжение для нулевого цикла (14.4 – [2]):
Эффективные коэффициенты и концентрации напряжений (таб.14.2 – [2]):
Масштабный фактор (14.3 – [2]):
Определим значения коэффициентов и (табл.14.4 – [2]):
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 – [2]):
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 – [2]):
Общий коэффициент запаса прочности (14.8 – [2]):
Проверка выполнена.
4.4 Выбор подшипников.
Ведомый вал:
В соответствии с техническим заданием и эскизной проработкой ведомого вала редуктора, выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии №307.
мм.
Определим долговечность подшипника и сравним ее с .
где: m=3 для шарикового подшипника;
C=33,2 кН – динамическая грузоподъемность;
P=2,3 кВт – требуемая мощность электродвигателя;
Вследствие упрощения работы редуктора принимаем .
Проверяем отношение радиальной и осевой нагрузок:
Принимаем коэффициент вращения кольца подшипника V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника.
Выбираем коэффициент и нагружения подшипника в соответствии с нагружением. (по табл. 9.18).
Определяем срок службы
Несмотря на срок службы, превышающий требуемый, этот подшипник оставляем.
Ведущий вал:
В соответствии с техническим заданием и эскизной проработкой ведомого вала редуктора, выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии №305.
мм.
Определим долговечность подшипника и сравним ее с .
где: m=3 для шарикового подшипника;
C=22,5 кН – динамическая грузоподъемность;
P=2,3 кВт – требуемая мощность электродвигателя;
Вследствие упрощения работы редуктора принимаем .
Проверяем отношение радиальной и осевой нагрузок:
Принимаем коэффициент вращения кольца подшипника V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника.
Выбираем коэффициент и нагружения подшипника в соответствии с нагружением. (по табл. 9.18).
Определяем срок службы
Несмотря на срок службы, превышающий требуемый, этот подшипник оставляем.
|
d |
D |
В |
|
|
Ведущий вал (№307) |
35 |
80 |
21 |
|
Ведомый вал (№305) |
25 |
62 |
17 |
4.5 Выбор муфты.
Муфту выбирают по диаметру вала и по величине расчетного момента,
и
Выбираем по табл. 11,4 муфту цепную однорядную ГОСТ 207442-81 со служащими параметрами:
; d=30 мм; D=110 мм; L=102 мм; l=39 мм.
Нагрузка на вал от цепной муфты:
.
Так как данная муфта по моменту обладает большим запасом, то проверять ее на прочность не обязательно.
5. Расчет прочих элементов редуктора.
Для ременной передачи диаметр ступицы ведомого шкива:
мм
длина ступицы ведомого шкива:
мм
Длина и диаметр ступицы колеса:
мм
мм
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
мм
принимаем =9мм
мм
принимаем =9мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки 10 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса
Диаметры болтов в основании редуктора М18
Диаметры болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
мм
принимаем болты с резьбой М12 и М10.
Смазка редуктора. Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на треть высоты зуба. По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла в зависимости от средней скорости. Вязкость должна быть =59 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20799-75. Подшипники смазываем пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 7.15 – солидол марки УС-2.
Сборка редуктора. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С.
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; а затем надевают распорную втулку, и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого на ведомый вал ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
1. С. А. Чернавский:”Курсовое проектирование. Детали машин.” М.:87..
2. А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов: “Расчеты деталей машин. Справочное пособие.” М.:84..
3.А.Е. Шейнблит “Курсовое проектирование деталей машин.”М.:91Высшая школа.
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
PAGE \* LOWER 1
РЦ-2 00.000 СБ
Разраб.
Видзяйло К.А.
Провер.
Балицкий В.А.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Редуктор
цилиндрический
одноступенчатый
Лит.
Листов
SECTIONPAGES \* LOWER 1
Гр 107613