Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проект приводного цепного конвейера

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

МАРИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра ТТМ

Расчетно-графическая работа по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Проект приводного цепного конвейера

Выполнила: ст-ка гр. СС-21

иванова М. С.

Проверил: д.т.н., профессор

Киркин С.Ф.

Йошкар-Ола

2010 год

Содержание

Введение……………………………………………………………………..

Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………………..
Расчет зубчатых колес редуктора. …...
Предварительный расчет валов редуктора……………………………
Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………....
Конструктивные размеры корпуса редуктора …...
Расчет цепной передачи………………………………………………….
Первый этап компоновки редуктора……………………….……………
Проверка долговечности подшипника…………………………………..
Второй этап компоновки редуктора………………………….……..….

10.Проверка прочности шпоночных соединений………………………...

11 .Уточненный расчет валов……………………..…………………………

12.Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников…………………

13.Выбор сорта масла. ……………………

Список используемой литературы ………………..............

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономичный эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект - это техническая документация, полученная в результате

проектирования и конструирования.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения, с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на

и выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и другое.

Таким образом, достигаются основные цели этого проекта:

Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях
проектирования;

Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно - технических задач;

Научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной
литературой (каталогами, атласами).

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1[1] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс h₁=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h₂=0,99; КПД открытой цепной передачи h₃=0,92; КПД, учитывающей потери в опорах вала приводного барабана h₄=0,99.

Общий КПД привода):

Требуемая мощность электродвигателя:

Угловая скорость барабана:

ω_б=2== 8,7 рад/с

Частота вращения барабана:

По табл. П1[1] выбираем электродвигатель по требуемой мощности с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (частные передаточные отношения для цилиндрического зубчатого редуктора и для цепной передачи ), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 132 М6 УЗ, с параметрами и скольжением s=3,2% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения , а угловая скорость .

Определяем общее передаточное отношение:

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 , для цепной передачи .

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В

Вал С

Вал А

Вращающие моменты:

на валу шестерни

;

на валу колеса

Рис. 1. Кинематическая схема привода:

А - барабан; В - вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С – 2-й вал редуктора

Рис. 1.

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материалов:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где s_{н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)

К_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1; [S_H]=1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев

где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора .

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 .

Нормальный модуль зацепления

Принимаем по ГОСТ 9563-60^*.

Примем предварительно угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

; принимаем

тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

_Β=12_⁰₅₀^,.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

; .

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения даны в табл. 3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

По табл. 3.4[1] при и 8-й степени точности . По табл. 3.6 для косозубых колес при имеем . Таким образом, .

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки . По табл. 3.7[1] при , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент ; – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

При этом и .

Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни ; для колеса . –коэффициент запаса прочности, где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения :

для шестерни ;

для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты U_b и К_F_a

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия e_a=1,5 и 8–й степени точности К_F_a=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Примем (у подобранного электродвигателя по табл. П2[1] диаметр вала 38 мм). Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рис.2. Конструкция ведущего вала

Рис.2

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений цепи, принимаем .

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом .

Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рис. 3. Конструкция ведомого вала

Рис. 3.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: , , .

Колесо кованое: , , .

Диаметр ступицы ; длина ступицы , из конструктивных соображений принимаем .

Толщина обода , принимаем .

Толщина диска .

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: , принимаем ; , принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

;

нижний пояс корпуса

, принимаем .

Диаметры болтов:

фундаментных , принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку с корпусом у подшипников d₂=(0,7÷0,75)d₁=(0,7÷0,75)16=11,2÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12

соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М10.

VI. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Передаточное число было принято .

Число зубьев: ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

Принимаем и .

Тогда фактическое

Отклонение

, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; учитывает влияние межосевого расстояния [ при ]; - учитывает влияние угла наклона линии центров (); учитывает способ регулирования натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе .

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В табл. 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения . Среднее значение допускаемого давления при [p] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (m=1)

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568-75, имеющую ; разрушающую нагрузку ; массу ; .

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле

Уточняем по табл. 7.18[1] допускаемое давление . Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 23 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при и t = 12,7 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле

где ; ; .

Тогда .

Округляем до четного числа .

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния ни 0,4%, т.е. на

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

где - диаметр ролика цепи;

;

Силы, действующие на цепь:

окружная - определена выше;

от центробежных сил , где по табл. 7.15;

от провисания , где при угле наклона передачи 45˚.

Расчетная нагрузка на валы

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса ; следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки ; ; принимаем .

толщина диска звездочки , где - расстояние между пластинками внутреннего звена(табл. 7.15)[1].

VII. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии .

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса ;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса ;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .

По табл. П3[1] имеем:

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

C₀

207

210

25,5

35,1

13?7

19,8

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер .

Замером находим расстояния на ведущем валу и на ведомом валу . Примем окончательно .

Рис. 4. Предварительная компоновка редуктора

Рис. 4.

Глубина гнезда подшипника , для подшипника 210 В=20мм;

, примем .

Рис.5. Толщина фланца крышки подшипника

Рис. 5.

Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце ∆=12 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б=.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом l= t+5=24+5=29 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃=94 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃=95 мм

VIII. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем , , ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

в плоскости xz:

;

в плоскости yz:

;

Проверка: .

Суммарные реакции:

;

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 307 (табл. П3)[1]:

; ; ; С=33,2 кН и С₀=18 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка P_r1=1181,2H; осевая нагрузка P_a=F_a=473 H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б=1; К_т=1.

Отношения ; этой величине соответствует e ≈ 0,22.

Отношение x=0,56 и y=1,99.

Рис. 6. Расчетная схема ведущего вала

Рис. 6.

Расчетная долговечность, млн. об. [формула (9.1) [1]]:

Расчетная долговечность, ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85 [1].

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: , , .

Нагрузка на вал от цепной передачи .

Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки и .

Рис. 7. Расчетная схема ведомого вала.

Рис.7

Реакции опор:

в плоскости xz:

;

Проверка: .

в плоскости yz:

;

Проверка: .

Суммарные реакции:

;

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии:

; ; ; С=65,8 кН и С₀=36,0 кН.

Отношения ; этой величине соответствует e = 0,19.

Отношение ; следовательно, x=1 и y=0.

Поэтому .

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность, ч:

;

здесь – частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 210 имеют .

IX. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние . Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ø45мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников.

г) переход вала Ø45мм к присоединительному концу Ø38мм выполняют на расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.

Длина присоединительного конца вала Ø38мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

X. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.