Проектирование привода ленточного транспортёра (работа 2)

Т2т	dбmin	dв т	тау к	dae2 б	da2 т	аw т	дельта к	L1	L2	L3	da2 т	b1 т	Delta2	Delta2	b	Vр	ΔС	d1 б	Tк1 б	t	f	r
449,6	50,0	58,0	18	160,5	236,08	140	30,76	338,29	54,17	236,08	236,08	49	1,354	77,55	24	4,33E+06	37,79	18,76	29,71	4	2,0	1,6
494,72	51,6	59,6		180,56	259,85	160	39,92	380,21	62,04	259,85	259,85	56	1,354	77,55	28	5,57E+06	39,65
458,57	50,3	58,3		160,57	213,02	125	15,56	311,80	49,21	213,02	213,02	44	1,352	77,47	24	3,62E+06	26,23
498,28	51,7	59,7		160,57	204,82	125	14,85	307,70	49,21	204,82	204,82	44	1,352	77,47	24	3,57E+06	22,13
458,57	50,3	58,3		125,53	213,02	125	33,08	294,28	48,12	213,02	213,02	44	1,352	77,47	19	3,34E+06	43,75
498,28	51,7	59,7		140,6	204,82	125	24,84	297,71	48,56	204,82	204,82	44	1,352	77,47	21	3,41E+06	32,11

																3,34E+06	22,13

Содержание

Введение

1.Энергокинематический расчет привода на ЭВМ

1.1.Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ

1.2. Расчет и предварительный анализ полученных результатов

2. Выбор материала и термообработки передач редуктора

3. Проектирование редуктора на ЭВМ

3.1. Подготовка исходных данных

3.2. Анализ результатов расчета и окончательный выбор марки электродвигателя

4. Расчет и конструирование валов

4.1 Ведущий вал

4.2. Промежуточный вал

4.3 Ведомый вал

5.Конструктивные размеры колёс

6. Конструктивные размеры элементов крышки и корпуса редуктора

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчет подшипников на ЭВМ

8.1. Подготовка исходных данных

8.2. Расчетные схемы валов

8.3. Анализ результатов расчета и выбор подшипников

9. Выбор и расчет шпонок

9.1. Быстроходный вал

9.2. Промежуточный вал

9.3. Тихоходный вал

10. Расчет вала на выносливость

10.1. Подготовка исходных данных

10.2. Анализ результатов расчета

11. Смазка редуктора

12. Выбор посадок

13. Выбор муфт

13.1. Выбор муфты для выходного вала.

13.2. Выбор муфты для ведомого вала.

Заключение

Литература

Введение

Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства выполняют машины и механизмы. Одним из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.

Редуктор – это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.

Проектируемый редуктор – двухступенчатый, коническо-цилиндрический.

Редуктор имеет три вала: горизонтально расположенный ведущий (быстроходный) вал, на котором установлена коническая шестерня и два горизонтальных вала, перпендикулярных ведущему валу. Шестерни обоих передач выполнены заодно с валом, типа вал шестерни. Все валы редуктора установлены на шарикоподшипниках.

Основным достоинством редуктора является большая нагрузочная способность, постоянство передаточного числа, высокий КПД, хотя и имеются недостатки: высокие требования к точности изготовления и монтажа зубчатых передач (особенно конической), шум при работе.

Целью данного курсового проекта является разработка привода ленточного транспортера.

При работе над проектом, основная часть расчетов производится на ЭВМ с использованием программ:

EDIU1 – энергокинематический расчёт привода;

RED1 – расчёт редуктора;

POD1 – расчёт подшипников;

VAL1 – расчёт вала на выносливость.

Остальные расчеты сводятся к подготовке исходных данных для расчета на ЭВМ, анализу результата расчета, а так же к конструированию элементов передач.

Привод транспортера монтируется на отдельной раме, что позволяет проводить его сборку, наладку независимо от транспортера и обеспечивает удобство ремонта и обслуживания. Привод состоит из асинхронного электродвигателя и редуктора, установленных на общей раме. Для передачи крутящих моментов от вала электродвигателя к входному валу редуктора, а так же от выходного вала редуктора к ведущему валу транспортера, используются компенсирующие муфты.

1.Энергокинематический расчет привода на ЭВМ

В общем машиностроении большинство машин приводят в движение трехфазным асинхронным электрическим двигателем переменного тока. Целью энергокинематического расчета является подбор электродвигателя на основании потребляемой мощности, а также определения передаточных чисел всех ступеней привода, исходя из частот вращения электродвигателя и вала исполнительного органа машины.

1.1.Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ

Расчет выполняется на ЭВМ по программе EDIU1.

Необходимые для расчета данные оформляются в таблицу 1.1. При этом из задания берут следующие данные:

Окружное усилие на приводном валу конвейера Р=2400 Н - из исходных данных.
В соответствии с принятыми обозначениями, обозначаем:

Тип конвейера (ленточный) - 1;

Тип привода (только редуктор) - 1;

Тип редуктора (двухступенчатый коническо-цилиндрический) - 6;

Скорость ленты конвейера V=0,8 м/с - из исходных данных.
Твердость шестерни быстроходной передачи HRC 48.
Твердость шестерни последующих передач HRC 48.
Общий коэффициент полезного действия η рассчитывается с учетом потерь мощности в подшипниковых парах, в зубчатых зацеплениях и муфте.

На основании анализа кинематической схемы:

, где

ηподш =0,99 - КПД подшипников качения;

ηм=0,99 - КПД муфты;

ηкон=0,96 - КПД конической передачи;

ηцил=0,97 - КПД цилиндрической передачи.

7) Передаточное число открытой передачи (электродвигатель – редуктор) – 1.

8) Передаточное число открытой передачи (редуктор – приводной вал) – 1.

9) Диаметр барабана D=375 мм - из исходных данных.

10) Ширина барабана b=300 мм - из исходных данных.

1.2. Расчет и предварительный анализ полученных результатов

Для расчета используем программу EDIU1. Результаты энергокинематического расчета приведены в распечатке, полученной на ЭВМ (табл. 1.2).

Дальнейший расчет будем производить по двум электродвигателям, т. к. двигатели марки 4А80В2 и 4А90L4 не позволяют реализовать требуемое передаточное отношение привода.

Окончательный выбор оптимального варианта марки электродвигателя выполняется после расчета передач редуктора на основе анализа его компоновочной схемы.

2. Выбор материала и термообработки передач редуктора

При выборе материалов шестерни и колеса рекомендуется выбирать сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующую термическую обработку. Твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринелля выше, чем колеса.

Для изготовления зубчатых колёс выбираем из таблицы 2 "Механические характеристики и виды термообработки деталей для изготовления зубчатых колёс" [1] сталь 40Х, которая подвергается термической обработке – улучшению или закалке ТВЧ. Выбор стали 40Х обусловлен тем, что производство мелкосерийное. Чистовое нарезание зубьев производится после термической обработки. Колёса этой группы быстро прирабатываются и не подвержены хрупкому излому. Три вида термообработки передач представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1.

Рекомендуемые сочетания твердостей и термообработки

Зубчатый элемент	Термообработка, твердость
	Ι	ΙΙ	ΙΙΙ
Шестерня	Улучшение HB=269…302 σт =750 МПа σв =900 МПа	Улучшение +ТВЧ HRC=45…50 НВ 269…302 σт =750 МПа σв =900 МПа	Улучшение +ТВЧ HRC=45…50 НВ 269…302 σт =750 МПа σв =900 МПа
Колесо	Улучшение HB=235…262 σт =640 МПа σв =790 МПа	Улучшение HB=235…262 σт =640 МПа σв =790 МПа	Улучшение +ТВЧ HRC=45…50 НВ 269…302 σт =750 МПа σв =900МПа

3. Проектирование редуктора на ЭВМ

3.1. Подготовка исходных данных

Расчет выполняем на ЭВМ по программе RED1. Общие исходные данные для расчета редуктора представлены в таблице 3.1

1) Число вариантов по передаточному числу – 2 (определяем по числу подходящих электроприводов); число вариантов по твердости зубьев - 3, т.к. 3 варианта термообработки.

2) Тип редуктора – 6.

3) Ресурс работы редуктора t определяем исходя из формулы:

, где

К_>год>=0,8 – коэффициент годового использования привода;
К_>сут>=0,29 – коэффициент суточного использования привода;
L=6 лет – срок службы привода.

4) Коэффициент  определяется по графику нагрузки и равен:

_>1>=1; _>2>=0,5; _>3>=0; _>4>=0.

5) Коэффициент  определяется по графику нагрузки и равен:

1=0,15; 2=0,85; 3=0; 4=0.

Исходные данные для расчета передач редуктора приведены в таблице 3.2.

1) Порядковый номер ступени передачи:

1 – коническая передача; 2 – цилиндрическая передача.

2) Тип передачи:

2 – коническая передача; 4 – цилиндрическая передача.

3) Расчет мощности на валу колеса конической передачи Р_>2> ведется с учетом КПД и мощности электродвигателя по формуле:

, где

Р_>э>=2,2 – мощность электродвигателя;
_>м>=0,99 – КПД муфты;
η_>к>=0,96 – КПД конической передачи;
η_>подш>=0,99 – КПД пары подшипников качения.

4) Коэффициент ширины по межосевому расстоянию цилиндрической передачи: _>ва>=0,315.

5) Частота вращения вала шестерни конической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: n_>1>=950 об/мин; n_>2>=700 об/мин.

6) Передаточное число выбирается из результатов энергокинематического расчета

- для конической передачи: u_>1>=4,5; u_>2>=4,5;

- для цилиндрической передачи: u_>1>=5,0; u_>2>=4,0.

8) Отношение Тмакс/Тном конической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: Тмакс/Тном =2,2.

9) Твердость зубьев шестерни для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1:

конической передачи HRC=28,5, 51,5, 51,5;
цилиндрической передачи HRC=28,5, 51,5, 51,5.

10) Предел текучести материала шестерни для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1:

конической передачи _>т>=750, 750, 750;
цилиндрической передачи _>т>=750, 750, 750.

11). Твердость зубьев колеса для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1:

конической передачи HRC=24,9, 24,9, 51,5;
цилиндрической передачи HRC=24,9, 24,9, 51,5.

12) Предел текучести материала колеса для 3-х видов термообработки выбираем из таблицы 2.1:

конической передачи _>т>=630, 630, 750;
цилиндрической передачи _>т>=630, 630, 750.

3.2. Анализ результатов расчета и окончательный выбор марки электродвигателя

Д
ля выбора наиболее оптимальной компоновочной схемы на основании полученных данных зубчатых передач проводим расчет 6 вариантов. Общий вид компоновочной схемы в буквенном обозначении на рис.3.1.

Р
ис. 3.1. Компоновочная схема редуктора

По результатам расчета строим таблицу 3.3. В таблице приняты обозначения:

n – частота вращения электродвигателя, из энергокинематического расчета;
HRC_>1> и HRC_>2> – твердости материалов шестерни и колеса;
d_>e2> – диаметр внешней делительной окружности конического колеса;
а_>w(т)> – межосевое расстояние цилиндрической передачи;
d_>в(т)> – диаметр тихоходного вала, ориентировочное значение которого определяют по следующей формуле:

мм, где

d_>вmin> – минимальный диаметр вала, определяемый по формуле:

, где

Т_>2(т)> – момент на тихоходном валу цилиндрической передачи;

[]_>к> – допускаемое напряжение при кручении, равное 15…20 МПа.

, где

к – величина зазора между тихоходным валом и колесом быстроходной ступени;

d_>eа2(б)> – внешний диаметр окружности вершин зубьев конического колеса быстроходной ступени, при котором должно выполняться условие к 3 мм.

L_>1> – линейный габарит по длине, вычисляемый по формуле:

, где

d_>а2(т)> – диаметр окружности вершин зубьев цилиндрического колеса;

L_>2> – линейный габарит по ширине, вычисляемый по формуле:

, где

b_>1(т)> – ширина зубчатого венца цилиндрической шестерни;

b – ширина зубчатого венца конической передачи;

δ_>2> – угол делительного конуса конической ступени.

L_>3> – линейный габарит по высоте, равный большему из значений d_>а2(т)> и d_>eа2(б)>.
V_>p> – расчетный объем, занимаемый передачей. Определяется по формуле:

ΔС – величина разности уровней погружения зубчатых колес в масляную ванну. Определяется по формуле:

Лучшему варианту соответствует условие ΔСmin и Vmin, а т.к. ΔС_>min>=ΔС_>4>=22,13 мм, и V_>4>=3,5710⁶<<V_>2> мм³, то с учетом этого выбираем электродвигатель 4А112МА8 с асинхронной частотой вращения 700 об/мин и мощностью 2,2 кВт.

Таблица 3.1

Результаты анализа компоновочной схемы редуктора

№	n, об/мин	d_>e2>, мм	а_>w(т)>, мм	d_>в(т)>, мм	Δк, мм	L_>1>, мм	L_>2>, мм	L_>3>, мм	V_>p>, мм³, 10⁶	ΔС, мм	Вывод
1	950	209,74	140	58,0	30,76	338,29	54,17	236,08	4,33	37,79	-
2	700	154,55	160	59,6	39,92	380,21	62,04	259,85	5,57	39,65	-
3	950	211,11	125	58,3	15,56	311,80	49,21	213,02	3,62	26,23	-
4	700	155,56	125	59,7	14,85	307,70	49,21	204,82	3,57	22,13	+
5	950	211,11	125	58,3	33,08	294,28	48,12	213,02	3,34	43,75	-
6	700	155,56	125	59,7	24,84	297,71	48,56	204,82	3,41	32,11	-

4. Расчет и конструирование валов

Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на кручение по допускаемому напряжению []_>к> без учета влияния изгиба.

Т_>к> – крутящий момент на валу (Нм);

[]_>к>=2025 МПа – для входных и выходных участков вала;

[]_>к>=1015 МПа – для промежуточного участка вала.

Остальные диаметры принимаем конструктивно с учетом формул:

диаметр под подшипник , где t – высота буртика (выбирается из таблицы 19.11);

диаметр буртика под подшипник , где r – координата фаски подшипника (выбирается из таблицы 12.1);
диаметр буртика для упора зубчатого колеса , где f берется из таблицы 12.2 [3].

4.1 Ведущий вал

мм, где Т_>1>=29,71 Нм, []_>к>=22,5 МПа

мм.

При соединении электродвигателя и вала редуктора через муфту пользуемся зависимостью:

, где

d_>вх> – диаметр входного конца вала редуктора;
d_>э> – диаметр вала электродвигателя;

мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_>вх>=32 мм, d_>1>=38 мм, резьбу выбираем М361,5, диаметр ведущего вала под подшипники назначаем d_>п>=40 мм, d_>бп>=45 мм. Эскиз ведущего вала представлен на рис. 4.1.

4.2. Промежуточный вал

мм, гдеТ_>2>=127,07 Нм, []_>к>=12,5 МПа

мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник dп=40 мм, диаметр буртика под подшипник d_>бп>=47 мм, под коническое колесо d_>кк>=50 мм, диаметр буртика конического колеса d_>бк>=60 мм. Эскиз промежуточного вала представлен на рис. 4.2.

4.3 Ведомый вал

мм, гдеТ3=498,28 Нм, []_>к>=22,5 МПа

мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем d=50 мм, диаметр ведущего вала под подшипники назначаем dп=55 мм, диаметр буртика под подшипник d_>бп>=63 мм, диаметр под цилиндрическое колесо dк=67 мм, диаметр буртика цилиндрического колеса d_>бк>=75 мм. Эскиз ведомого вала представлен на рис. 4.3.

d_>ае>=41,12 мм; d_>е>=39,56 мм; d_>1>=38 мм; d_>бп>=45 мм; d_>п>=40 мм; d_>вх>=32 мм.

Рис. 4.1 Эскиз быстроходного вала

d_>п>=40 мм; d_>бп>=47 мм; d_>a1>=53,18 мм; d_>1>=49,18 мм; d_>f1>=44,18 мм; d_>бк>=60 мм; d_>кк>=50 мм.

Рис. 4.2 Эскиз промежуточного вала

d_>п>=55 мм; d_>бп>=63 мм; d_>кц>=67 мм; d_>бк>=75 мм; d_>к>=50 мм.

Рис. 4.3 Эскиз тихоходного вала

5.Конструктивные размеры колёс

По данным распечатки известны диаметры окружностей вершин, впадин и делительных окружностей, а так же ширина венца колеса.

Для конического зубчатого колеса: d_>e>=160 мм; d_>ae>=160,57 мм; d_>fe>=158,53 мм; b_>кон>=24 мм; δ_>2>=77,47; T_>к>=127,07 Нм.

Для цилиндрического зубчатого колеса: d_>2>=200,82 мм; d_>a>=204,82 мм; d_>f>=195,82 мм; b_>цил>=39 мм; T_>к>=498,28 Нм.

Выбираем форму зубчатого колеса со ступицей и рассчитываем остальные параметры:

а). Диаметр ступицы

, где

d_>к> – посадочный диаметр колеса.

конического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

d_>ст>=80 мм.

цилиндрического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

d_>ст>=105 мм.

б). Длина ступицы

конического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

l_>ст>=56 мм.

цилиндрического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

l_>ст>=71 мм.

в). Толщина торцов зубчатого венца

конического колеса

мм.

цилиндрического колеса

мм.

г). Толщина диска

конического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

С_>кон>=8,5 мм.

цилиндрического колеса

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

С_>цил>=7,1 мм.

Эскиз конического колеса быстроходной передачи приведен на рис. 5.1., а тихоходной передачи (цилиндрического колеса) – на рис. 5.2.

Рис. 5.1 Эскиз конического колеса

Рис. 5.2 Эскиз цилиндрического колеса

6. Конструктивные размеры элементов крышки и корпуса редуктора

Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму, поэтому изготавливают их чаще всего литьем. Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является чугун.

Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в единое целое. Толщину  стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, находят по формуле:

мм, где

Т_>тв> - крутящий момент на тихоходном валу, Нм; Т=498,28 Нм (см. табл. 2.4).

мм.

Принимаем толщину дна корпуса и толщину ребер жесткости равными толщине стенки. Плоскости стенок, встречающиеся под прямыми углами, сопрягаются радиусами

; ,

где R – наружный радиус;  – внутренний радиус.

мм; мм.

Размеры принимаем согласно ГОСТ 6636-69

R=13 мм, r=4,2 мм.

Для крепления к корпусу крышек предусматривают опорные платики. Эти платики при отливе могут быть смещены, поэтому размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей крышек. Величина С=35 мм. Обрабатываемые поверхности корпуса отделяются от черновых выступами в виде платиков высотой h:

;

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

h=3,8 мм.

Чтобы вращающиеся детали редуктора не задевали за внутреннюю поверхность корпуса, между ними предусматривается зазор:

мм,

где L_>1> – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

a=11 мм.

Чтобы не происходило перемешивание осевшей на дно грязи с маслом, расстояние от поверхности колес до дна корпуса принимают:

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

=45 мм.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполнены фланцы. Для соединения крышки с корпусом используют болты класса прочности не менее 6,6 с наружной шестигранной уменьшенной головкой. Диаметры болтов находим по формуле:

мм,

мм.

По ГОСТ 7808 принимаем d_>б>=10 мм. Расстояние между болтами принимают равным десяти диаметрам болта. Ширину фланца b_>ф> выбираем из условия свободного размещения головок болта и возможного поворота ее гаечным ключом на угол больше 60:

где С_>1>- расстояние от стенки корпуса до оси болта;

; мм.

С_>2>- расстояние от оси болта до торца фланца,

; мм.

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

b_>ф>=36 мм.

Опорную поверхность корпуса выполняют в виде четырех платиков, расположенных в местах установки болтов. Диаметр болтов крепления корпуса к раме принимаем:

где d_>б> – диаметр болта, соединяющего крышку с корпусом.

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

d_>ф>=13 мм.

Толщина рамы:

мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

_>р>=20 мм.

Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой.

7. Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора выполнена на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1. Предварительно выбираем подшипники, исходя из посадочного диаметра:

быстроходный и промежуточный – радиально-упорный однорядный подшипник легкой серии 36208;
тихоходный вал – радиально-упорный однорядный подшипник легкой серии 36211.

Перед построением компоновочной схемы проводим горизонтальную осевую линию ведущего вала и намечаем положение осей промежуточного и ведомого вала, с учетом межосевого расстояния валов. Далее намечаем и вычерчиваем контуры зубчатых колес, валов и стенки корпуса. Компоновочная схема (рис.7.1.) выполняется на основе предыдущих расчетов на ЭВМ (см. таблицу 3.1) с проставлением основных размеров, необходимых для расчета подшипников на ЭВМ.

8. Расчет подшипников на ЭВМ

8.1. Подготовка исходных данных

Необходимые для расчета данные приведены в таблице 8.1.

Ресурс работы передачи применяется на основании технического задания и рассчитанного ранее при подготовке исходных данных расчета редуктора на ЭВМ (см. п. 2.2.), t=12194 ч.
Коэффициент вращения к_>в>=1.
Коэффициент безопасности к_>о>=1,3.
Температурный коэффициент к_>т>=1,05.
Коэффициенты  и  принимаются по заданному в техническом задании графику нагрузки, т.е. =1; 0,5; 0; 0; =0,15; 0,85; 0; 0.
Схема установки подшипников быстроходного вала – 2, промежуточного и тихоходного валов – 1.
Диаметры цапф в опорах А и В принимаем согласно п.4.

d_>a>=d_>в>=40 мм – для быстроходного вала.

d_>a>=d_>в>=40 мм – для промежуточного вала.

d_>a>=d_>в>=55 мм – для тихоходного вала.

8. Частота вращения валов принимается согласно таблицам 2.3 и 2.4.

n_>1>=700 (об/мин); n_>2>=155,56 (об/мин); n_>3>=38,10 (об/мин).

8.2. Расчетные схемы валов

Расчетные схемы валов изображены на рисунках 8.1., 8.2 и 8.3.

Значения сил принимаются из распечатки (табл. 2.3.) согласно принятому варианту расчета.

1). На быстроходный вал действуют силы F_>>_>t>_>1>=1852,39 H, F_>r>_>1>=-514,35 H, F_>a>_>1>=1442,60 H. Торцевой модуль конической шестерни m_>te>=2,54 мм, число зубьев z=14.

Рис. 8.1. Расчетная схема быстроходного вала.

Значение момента принимаем из расчетов:

Нм.

Расстояние от опор до точки приложения силы берутся из компоновочной схемы редуктора на рис. 7.1. L_>1>=46 мм, L_>ab>=105 мм. В точках, где отсутствуют силы и моменты, их значения и значения моментов, а так же расстояния принимаем равными нулю.

2).Силы, действующие в зацеплении на промежуточном валу: F_>t4>=1852,39 H, F_>t2>=4962,51 H, F_>r4>=1442,60 H, F_>r2>=-1850,62 H, F_>a4>=514,35 H, F_>a2>=-1107,26 H. Делительный диаметр цилиндрической шестерни промежуточного вала d_>2>=49,18 мм.

Рис. 8.2. Расчетная схема промежуточного вала.

Нм

Значения моментов: М_>2>=-27,2 Нм, М_>4>=77,2 Нм.

Расстояния от опор до точек приложения сил: L_>2>=74 мм, L_>4>=129 мм, L_>ab>=222 мм. Остальные значения сил и расстояний принимаем равными нулю.

3). Силы, действующие в зацеплении на тихоходном валу: F_>t2>=-4962,51 H, F_>r2>=1850,62 H, F_>a2>=1107,26 H. Делительный диаметр цилиндрического колеса тихоходного вала d_>2>=200,82 мм

Рис. 8.3. Расчетная схема тихоходного вала.

Нм

Значение момента: М_>2>=111,2 Нм.

Расстояния от опор до точек действия сил: L_>2>=74 мм, L_>ab>=225 мм. Остальные значения сил, моментов и расстояний принимаем равными нулю.

8.3. Анализ результатов расчета и выбор подшипников

Программа расчета подшипников качения на долговечность имеет имя POD1. Итогом расчета подшипников на ЭВМ являются распечатки (табл. 8.2., 8.3., 8.4.), где указаны исходные данные для контрольной проверки, а так же подшипники, которые удовлетворяют заданной нагрузке на вал.

По данным распечаток выбираем подшипники по ресурсу их работы. Для обеих опор быстроходного вала выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии № 36208. Для обеих опор промежуточного вала выбираем шариковые радиальные двухрядные подшипники лёгкой серии № 1208. Для обеих опор тихоходного вала выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники № 36211.

9. Выбор и расчет шпонок

Для соединения валов зубчатыми колесами применяют, чаще всего, призматические шпонки. Шпонка служит для передачи крутящего момента от вала к ступице колеса и наоборот. Размер сечений шпонок, длина и пазы выбираются по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная

Расчет шпонок производят по условию прочности на смятие. Для проверки выбора используется следующая формула:

где Т_>к> – крутящий момент на валу, Нм; d – диаметр вала, мм; h – высота шпонки, мм; l – длина шпонки, мм.

- допускаемое напряжение смятия, Нм.

=100…120 (МПа).

9.1. Быстроходный вал

Диаметр вала со шпоночным пазом под муфту d=32 мм. В соответствие с этим подбираем шпонку с сечением bhl=10824.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа

9.2. Промежуточный вал

Диаметр вала под коническое колесо d=50 мм. В соответствие этого выбираем шпонку с сечением bhl=14936.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа

9.3. Тихоходный вал

Диаметр вала под цилиндрическое колесо d=67 мм. В соответствие с этим выбираем шпонку с сечением bhl=201250.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа

Диаметр вала под шпоночным пазом для муфты d=50 мм. В соответствие с этим выбираем последнюю шпонку с сечением bhl=14950.

Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия:

МПа

10. Расчет вала на выносливость

10.1. Подготовка исходных данных

Исходные данные для расчета вала на выносливость приведены в таблице 10.1. Расчетная схема промежуточного вала изображена на рис. 10.1.

Приступая к расчету, предварительно намечаем опасные сечения вала, которые подлежат расчету. При этом учитывается характер эпюр изгибающих и крутящих моментов, структурная форма вала и места концентрации напряжений.

1). Предел прочности материала принимаем равным пределу прочности материала шестерни 920 МПа.

2). Изгибающие моменты в выбранных сечениях вала рассчитывается по формуле:

г
де - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.

Р
ис. 10.1 Расчетная схема промежуточного вала

=-4106,7 Н; =1112,3 Н;

=-2708,2 Н; =-664,3 Н.

Сечение 1-1:

М_>z>=R_>Ay>L_>2>=2997,89 Нм

M_>y1>=R_>Ay>L_>2>=811,98 Нм

M_>y2>=R_>Ay>L_>2>-M_>1>=784,78 Нм.

Сечение 2-2:

М_>z>=R_>Ay>L_>4>-F_>t>_>2>(L_>4>-L_>2>)=2518,64 Нм

M_>y1>=R_>Ay>L_>2>-F_>r2>(L_>4>-L_>2>)-M_>1>=389,52 Нм

M_>y2>=R_>Ay>L_>2>-F_>r2>(L_>4>-L_>2>)-M_>1>+M_>2>=784,78 Нм.

При построении эпюр изгибающих моментов, значения реакций в опорах берем из распечатки (табл. 8.3.).

10.2. Анализ результатов расчета

Результаты расчета показали, что прочность промежуточного вала с заданными параметрами обеспечена.

11. Смазка редуктора

Основное назначение смазки - это снижение потерь мощности на трение, снижение интенсивности износа, предохранение от заедания, задиров, коррозии, для лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей. Для смазки принимается масляная ванна (картерная смазка). В корпус редуктора заливается масло, так чтобы венцы колес были погружены в него. При их вращении масло разбрызгивается, в результате чего внутри редуктора образуется масляный туман (взвесь частиц масла). Данный способ требует герметичных уплотнений. Смазка зубчатых колес происходит за счет погружения их в масляную ванну, также полностью должны быть погружены и зубья конического колеса. Подшипники качения смазываются брызгами масла. Для отделения подшипникового узла от общей смазочной системы, а также в целях предупреждения попадания продуктов износа в подшипник, устанавливаются мазеудерживающие кольца, вращающиеся вместе с валом. Для смазки подшипника вала конической шестерни, удаленной от масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. Масло, стекая со стенок, попадает в канавки к стакану с отверстиями, а затем к подшипникам. Во избежание выброса масла и сравнивание давления создаваемого в редукторе с внешней средой, на крышке корпуса устанавливается отдушина. Для наблюдением за уровнем масла устанавливают щуп. В целях замены масла днище редуктора выполняют резьбовую пробку, через которую производят слив.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное в зубьях, тем больше вязкостью должно обладать масло, и чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колеса.

Средняя окружная скорость тихоходного и промежуточного валов колес:

, где , ;

(м/с);

Определяем марку масла по таблице. В качестве смазки редуктора выбираем И-Г-А-68 с кинематической вязкостью 61-75 мм²/с при 40 С.

12. Выбор посадок

Назначаем посадки для конического и цилиндрического колеса.

коническое колесо H7/s7;
цилиндрическое колесо H7/r7;
втулки в полумуфтах H7/js6;
сопряжение вал – корпус H7;
сопряжение подшипник – вал k6;
наружный диаметр крышки h8;
уплотнительные кольца H8/r8;
полумуфты H7/f7 и H7/k6;
пазы для шпонок H7/m6.

13. Выбор муфт

Муфтой называется устройство, которое служит для соединения концов валов и передачи крутящего момента без изменения его величины и направления. Широко применяемые муфты стандартизированы. В нашем случае выбираем муфту МУВП – муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93. Эта муфта получила распространение особенно в приводах от электродвигателя, благодаря легкости изготовления и замены резиновых элементов, компенсирующих несоосность валов.

13.1. Выбор муфты для выходного вала.

По диаметру выходного вала d_>в>=32 мм и диаметру вала электродвигателя d_>эд>=32 мм выбираем муфту с учетом крутящего момента Т_>1>=29,71 (Нм):

d_>в>=32 мм, d_>эд>=32 мм; l=121 мм; D=140 мм.

13.2. Выбор муфты для ведомого вала.

Для ведомого вала аналогично выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-93. Диаметр ведомого вала d_>в>=50 мм, Т_>3>=498,28 (Нм) - крутящий момент на валу:

d_>в>=50 мм; l=170 мм; D=190 мм.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя 4А112МА8 мощностью 2,2 кВт, двух упругих втулочно-пальцевых муфт, двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего вала-шестерни и два перпендикулярных ему вала. Все валы установлены на радиальных подшипниках.

В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы валы, зубчатые колеса, выбраны подшипники, сконструирован корпус редуктора и проверен промежуточный вал на выносливость.

Технические характеристики привода:

- окружное усилие на барабане 2400 Н;

- скорость ленты транспортера 0,8 м/с

- частота вращения вала электродвигателя 700 об/мин.

Литература

Детали машин, загрузочные и транспортные устройства: Методические указания к курсовому проекту. Расчет цилиндрических конических передач на ЭВМ. - Вологда: ВПИ, 1988.- 34 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов, - 2-е изд. перераб. и доп. - Высш. шк., 1990.- 399 с., ил.
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.:Высш. школа, 1991.- 383 с.: ил.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ Чернавский С.А. и др. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1984.- 560 с., ил.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.: ил.
Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник. – М.: Машиностроение, 1983.- 239 с., ил.
Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчёт, проектирование и обслуживание опор: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. – 543 с., ил.
Детали машин: Энергетический расчет привода на ЭВМ. Методические указания к курсовому проекту. - Вологда: ВоПИ, 1987.- 25 с.
Детали машин: Конструирование зубчатых и червячных колёс, шкивов и звёздочек: Методические указания к курсовому проекту. – Вологда: ВоПИ, 1998. – 19 с.
Детали машин: Конструирование подшипниковых узлов: Методические указания к курсовому проекту. – Вологда: ВоПИ, 1997. – 15 с.

Министерство образования РФ

Вологодский государственный

технический университет

Факультет: ПМ

Кафедра: ТПММ

Дисциплина: Детали машин

Расчётно-пояснительная записка

к курсовому проекту

Тема проекта: проектирование привода ленточного транспортёра

ДМ 10.01.00.00.000 РПЗ

Руководитель: ст. преп. Усов А.А.

Разработал: студент гр. МАХ – 31 Кузнецов С.А.

г. Вологда,

2001 г.