Привод цепного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего профессионального образования

«Вологодский государственный университет»

Заочного и дистанционного обучения

ТПММ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ/РАБОТА

Дисциплина: Детали машин

Наименование темы: Привод цепного конвейера

Руководитель

доц. Богданов Д. А.

Вологда 2014 г.

Содержание

  • Введение
  • 1. Энергокинематический расчет привода на ЭВМ
  • 1.1 Подготовка исходных данных
  • 1.2 Расчет и анализ полученных результатов
  • 2. Автоматизированный расчет редуктора
  • 2.1 Выбор материала передач
  • 2.2 Подготовка исходных данных
  • 2.3 Расчет, анализ полученных результатов и выбор рационального варианта компоновочной схемы редуктора
  • 3. Ориентировочный расчет и конструирование валов
  • 3.1 Быстроходный вал
  • 3.2 Промежуточный вал № 1
  • 3.3 Промежуточный вал № 2
  • 4. Расчет элементов и конструирование деталей передач
  • 4.1 Для быстроходной передачи.
  • 4.2 Для промежуточной передачи
  • 4.3 Для тихоходной передачи
  • 5. Предварительный выбор подшипников
  • 5.1 Быстроходный вал
  • 5.2 Промежуточный вал № 1
  • 5.3 Промежуточный вал № 2
  • 5.4 Тихоходный вал
  • 6. Расчет элементов конструирования корпуса и подшипниковых узлов
  • 7. Эскизная компоновка редуктора
  • 8. Проверка долговечности подшипников промежуточного вала
  • 9. Подбор шпонок и их расчет
  • 9.1 Быстроходный вал
  • 9.2 Промежуточный вал № 1
  • 9.3 Промежуточный вал № 2
  • 9.4 Тихоходный вал
  • 9.5 Тихоходный вал
  • 10. Подбор муфт
  • 10.1 Быстроходный вал
  • 11. Смазка элементов редуктора
  • 12. Выбор посадок основных элементов
  • Заключение
  • Список использованных источников
  • Приложение

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, цилиндрический.

Редуктор имеет три вала: горизонтально расположенный ведущий (быстроходный) вал и два горизонтальных вала, параллельных ведущему валу. 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, шум при работе.

Целью данного курсового проекта является разработка привода цепного транспортера.

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

EDIU1 — энергокинематический расчёт привода;

RED1 — расчёт редуктора;

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

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=3750Н.

В соответствии с принятыми обозначениями, обозначаем:

Тип конвейера (цепной) — 2;

Тип привода (цепной) — 1;

Тип редуктора (соосный) — 10;

Скорость ленты конвейера V=0. 35 м/с — из исходных данных.

Твердость шестерни быстроходной передачи HRC 48.

Твердость шестерни последующих передач HRC 48.

Общий коэффициент полезного действия з рассчитывается с учетом потерь мощности в подшипниковых парах, в зубчатых зацеплениях и муфте.

На основании анализа кинематической схемы:

,

где

зм =0,980 — КПД муфты;

зц. п=0,965 — КПД цилиндрической передачи;

зп. к. =0,990 — КПД подшипников качения.

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

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

Таблица № 2.

привод цепной конвейер редуктор

1.2 Расчет и анализ полученных результатов

Для расчета используем программу EDIU1. Результаты энергокинематического расчета приведены в распечатке, полученной на ЭВМ (таблица № 3).

Дальнейший расчет будем производить по всем электродвигателям.

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

2. Автоматизированный расчет редуктора

2.1 Выбор материала передач

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи, условий ее работы, а также характера и технологических возможностей производства. В ряде случаев могут иметь место ограничения по дефицитности материала. Основным материалом для зубчатых колес служат термически-обработанные стали.

При выборе материала зубчатых колес учитывают то, что предпочтительным является применение стали одной и той же марки для шестерни и колеса. Поэтому для изготовления зубчатых колес всех ступеней редуктора выбираем сталь Х40 с двумя вариантами термообработки.

Таблица № 4.

Рекомендуемые сочетания твердостей и термообработки

Зубчатый элемент

Термообработка, твердость

Й

ЙЙ

Шестерня

Улучшение

HB=269…302

ут =750 МПа

ув =900 МПа

Улучшение +ТВЧ

HRC=45…50

НВ 269…302

ут =750 МПа

ув =900 МПа

Колесо

Улучшение

HB=235…262

ут =640 МПа

ув =790 МПа

Улучшение

HB=235…262

ут =640 МПа

ув =790 МПа

2.2 Подготовка исходных данных

Расчет выполняем на ЭВМ по программе RED1. Общие исходные данные для расчета редуктора представлены в таблице № 5.

Таблица № 5.

1) Число вариантов по передаточному числу — 4 (определяем по числу подходящих электроприводов); число вариантов по твердости зубьев — 2, т.к. 2 варианта термообработки.

2) Тип редуктора — 10.

3) Ресурс работы редуктора t определяем исходя из формулы:

где:

Кгод=0,8 — коэффициент годового использования привода;

Ксут=0,3 — коэффициент суточного использования привода;

L=5 лет — срок службы привода.

4) Коэффициент определяется по графику нагрузки и равен:

1=1; 2=0,6; 3=0; 4=0.

5) Коэффициент определяется по графику нагрузки и равен:

1=0,2; 2=0,8; 3=0; 4=0.

Исходные данные для расчета передач редуктора приведены в таблице № 6.

1) Порядковый номер ступени передачи:

1, 2 цилиндрические передача.

2) Тип передачи:

4 — цилиндрическая передача.

3) Расчет мощности на валу колеса цилиндрической передачи Р2=1. 23 кВт ведется с учетом КПД и мощности электродвигателя по формуле:

где:

Рэ=1.5 — мощность электродвигателя;

м=0,98 — КПД муфты;

зп. к. =0,99 — КПД пары подшипников качения;

зц. п. =0,965 — КПД передачи;

4) Коэффициент ширины по межосевому расстоянию цилиндрической передачи: ва1=0,25, ва2=0,315, ва3=0,4.

5) Частота вращения вала шестерни цилиндрической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: n1=2850 об/мин; n2=1415 об/мин; n3=935 об/мин; n4=700 об/мин.

6) Передаточное число выбирается из результатов энергокинематического расчета:

для цилиндрической передачи (на быстроходном валу): u1=6. 3; u2=5. 6; u3=5. 0; u4=4. 5

для цилиндрической передачи (на промежуточном валу): u1=5. 0; u2=4. 0; u3=3. 55; u4=3. 15

для цилиндрической передачи (на тихоходном валу): u1=4. 5; u2=3. 15; u3=2. 80; u4=2. 50

7) Отношение Тмакс/Тном цилиндрической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: Тмакс/Тном =2,2,; 2,2,; 2. 2,; 1.7.

8) Твердость зубьев шестерни для 2-х видов термообработки выбираем из таблицы № 4:

цилиндрической передачи HRC=28, 48.

тихоходной передачи HRC=28, 48.

9) Предел текучести материала шестерни для 2-х видов термообработки выбираем из таблицы № 4:

быстроходной передачи т=750, 750.

промежуточной передачи т=750, 750.

тихоходной передачи т=750, 750.

11) Твердость зубьев колеса для 2-х видов термообработки выбираем из таблицы № 4:

цилиндрической передачи HRC=25, 25.

12) Предел текучести материала колеса для 2-х видов термообработки выбираем из таблицы № 4:

тихоходной цилиндрической передачи т=640, 640.

промежуточной передачи т=640, 640.

быстроходной цилиндрической передачи т=640, 640.

Таблица № 6.

Таблица № 7.

Таблица № 8.

Таблица № 9.

2.3 Расчет, анализ полученных результатов и выбор рационального варианта компоновочной схемы редуктора

Для выбора наиболее оптимальной компоновочной схемы на основании полученных данных зубчатых передач проводим расчет 4 вариантов. Общий вид компоновочной схемы в буквенном обозначении на рис. 1.

Рис. 1. Компоновочная схема редуктора

По результатам расчета строим таблицу № 10. В таблице приняты обозначения:

n — частота вращения электродвигателя, из энергокинематического расчета;

HRC1 и HRC2 — твердости материалов шестерни и колеса;

de2 — диаметр внешней делительной окружности цилиндрического колеса;

аw (т) — межосевое расстояние цилиндрической передачи;

dв (т) — диаметр тихоходного вала, ориентировочное значение которого определяют по следующей формуле:

мм.

где:

dвmin — минимальный диаметр вала, определяемый по формуле:

где:

Т2 (т) — момент на тихоходном валу цилиндрической передачи;

[] к — допускаемое напряжение при кручении, равное 15…25 МПа.

где:

к — величина зазора между тихоходным валом и колесом промежуточной ступени;

dа2 (Б) — внешний диаметр окружности вершин зубьев цилиндрического колеса быстро ходной ступени, при котором должно выполняться условие к 3 мм.

L1 — линейный габарит по длине, вычисляемый по формуле:

,

где:

dа2 (Б) — диаметр окружности вершин зубьев быстроходной передачи;

dа2 (Т) — диаметр окружности вершин зубьев тихоходной передачи

L2 — линейный габарит по ширине, вычисляемый по формуле:

,

где:

b2 (т) — ширина зубчатого венца цилиндрической шестерни;

L3 — линейный габарит по высоте, равный большему из значений dа2 (т) и dа2 (б).

Vp — расчетный объем, занимаемый передачей. Определяется по формуле:

ДС — величина разности уровней погружения зубчатых колес в масляную ванну. Определяется по формуле:

В результате сравнения выбираем электродвигатель 4А80А2 с частотой вращения 2850 об/мин. и мощностью 1.5 кВт.

Полученные данные заношу в таблицу № 10.

Таблица № 10.

Результаты анализа компоновочной схемы редуктора

n,

об/мин

аw (б),

мм

аw (т),

мм

аw (п),

мм

dв (т),

мм

Дк,

мм

L1,мм

L2,мм

L3,мм

Vp,

ммі, 106

ДС,

мм

Вывод

1

2850

28/25

71

140

112

60

-

343. 5

102

233. 09

4 723 918. 4

59. 5

Подходит

2

1415

28/25

90

140

112

60

-

366. 7

102

216. 89

5 169 681. 5

35. 9

Не подходит

3

955

28/25

90

140

112

65

-

359. 01

102

209. 95

4 899 319. 7

34

Не подходит

4

700

28/25

100

125

125

65

-

289. 5

100

193. 03

5 588 218. 5

12. 43

Не подходит

5

2850

48/25

112

100

125

60

-

399

91

209. 02

7 588 581. 2

12. 125

Не подходит

6

1415

48/25

112

100

112

60

-

377. 4

85

173. 8

5 576 142. 7

14. 78

Не подходит

7

955

48/25

112

112

112

65

-

380. 8

89

190. 18

5 445 428. 4

15. 76

Не подходит

8

700

48/25

112

100

112

60

-

363. 9

85

185. 58

5 740 267. 7

16. 16

Не подходит

В таблице № 10 приводится расшифровка условных обозначений сокращений.

Таблица № 11.

Список идентификаторов

Идентификатор

Математическое обозначение параметра

Наименование параметра

1

2

3

Т1, Т2

Т1, Т2

Моменты на валах шестерни и колеса

AW

aw

Межосевое расстояние

В, В1, В2

b, b1, b2

Ширина венца шестерни и колеса

BET

в

Угол наклона зуба

D1, D2

d1, d2

Диаметры делительных окружностей

DA1, DA2

da1, da2

Диаметры окружностей вершин зубьев цилиндрических передач

DF1, DF2

df1, df2

Внешние диаметры впадин зубьев

FT, FR, FA

Ft, Fr, Fa

Окружная, радиальная, осевая силы в цилиндрическом зацеплении

MN

m

Модуль нормальный

N2

n2

Частота вращения вала колеса

ST, STT

-

Степень точности передач

SGH, SGHD

н]

Действующие и допустимые контактные напряжения

SGHM, SGHMD

н] max

Действующие и допустимые контактные напряжения при максимальной нагрузке

SGF1, SGF2

уF1, уF2

Действующие напряжения изгиба

SGFD1, SGFD2

[у] F1, [у] F2

Допустимые напряжения изгиба

SGFM1, SGFM2

уF1max, уF2max

Действующие напряжения изгиба при максимальных нагрузках

SGFMD1, SGFMD2

[у] F1max, [у] F2max

Допустимые напряжения изгиба при максимальных нагрузках

U, UF

U, Uф

Стандартное и фактическое передаточное число

Z1, Z2

z1, z2

Числа зубьев шестерни и колеса

Примечание: индекс 1 соответствует шестерне, индекс 2 — колесу.

3. Ориентировочный расчет и конструирование валов

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

где:

Тк — крутящий момент на валу (Нм);

[ф] к=2025 МПа — для концевых участков вала;

Остальные диаметры принимаем конструктивно

3.1 Быстроходный вал

Тк — крутящий момент на быстроходном валу — 4. 92 Нм;

мм.

По ГОСТ 6636–69 принимаем d=20мм. Диаметр буртика под подшипник dбп=25 мм. Эскиз быстроходного вала представлен на рис 2.

Проектный расчёт вала по III гипотезе прочности.

, ,

,

,

Проверка:

Эпюра Q

Эпюра Ми

Эпюра крутящего момента

3.2 Промежуточный вал № 1

Тк — крутящий момент на промежуточном валу — 29. 59 Нм;

мм

Принимаем диаметр вала под подшипник dп=25 мм, диаметр буртика под подшипник dбп=30 мм. Эскиз промежуточного вала представлен на рис. 3.

Проектный расчёт вала по III гипотезе прочности

Проверка:

Эпюра Q

Эпюра Ми

Эпюра крутящего момента

3.3 Промежуточный вал № 2

Тк — крутящий момент на промежуточном валу — 139. 23 Нм;

мм

Принимаем диаметр вала под подшипник dп=35 мм, диаметр буртика под подшипник dбп=40 мм. Эскиз промежуточного вала представлен на рис. 3.

Проектный расчёт вала по III гипотезе прочности

Проверка:

Эпюра Q

Эпюра Ми

Эпюра крутящего момента

3.4 Тихоходный вал

Тк — крутящий момент на промежуточном валу — 601. 67 Нм;

мм

Принимаем диаметр вала под подшипник dп=65 мм, диаметр буртика под подшипник dбп=70 мм. Эскиз промежуточного вала представлен на рис. 4.

Проектный расчёт вала по III гипотезе прочности

Проверка:

Эпюра Q

Эпюра Ми

Эпюра крутящего момента

4. Расчет элементов и конструирование деталей передач

В проектируемом редукторе шестерни выполнены заодно с валом на котором они находятся, а зубчатые колёса насаживаются на соответствующие посадочные места. Передача момента с вала на колёса осуществляется за счёт шпонок.

4.1 Для быстроходной передачи.

По данным автоматического расчёта известны диаметр окружности вершины, впадины и делительной окружности, а так же ширина венца.

Для зубчатого колеса: d=122 мм., dа=124. 45 мм., dt=119. 95 мм., b= 18 мм

Для шестерни: d=19. 55 мм., dа=21. 55 мм., dt=17. 05 мм., b= 20 мм

Таким образом шестерня будет изготавливаться заодно с валом.

а) Диаметр ступицы

где: dк — посадочный диаметр колеса. dк — 35 мм. мм.

б) Длина ступицы

dк — 35 мм. мм.

В) Толщина торцов зубчатого венца

m=1.0 мм.

Г) Толщина диска

b= 18 мм мм.

Эскиз цилиндрического колеса быстроходной передачи приведен на рис. 5.

4.2 Для промежуточной передачи

Для зубчатого колеса:

d=186 мм., dа=188. 53 мм., dt=182. 91 мм., b= 35 мм

Для шестерни:

d=37. 97 мм., dа=40. 47 мм., dt=34. 84 мм., b= 39 мм

Таким образом шестерня будет изготавливаться заодно с валом.

а) Диаметр ступицы

где: dк — посадочный диаметр колеса. dк — 50 мм. мм.

б) Длина ступицы

dк — 50 мм. мм.

В) Толщина торцов зубчатого венца

m=1. 125 мм.

Г) Толщина диска

b= 35 мм мм.

Эскиз цилиндрического колеса быстроходной передачи приведен на рис. 6.

4.3 Для тихоходной передачи

Для зубчатого колеса: d=229 мм., dа=233. 09 мм., dt=224. 09 мм., b= 56 мм

Для шестерни: d=50. 91 мм., dа=54. 91 мм., dt=45. 91 мм., b= 63 мм

Таким образом шестерня будет изготавливаться заодно с валом.

а) Диаметр ступицы

где: dк — посадочный диаметр колеса. dк — 70 мм. мм.

б) Длина ступицы

dк — 70 мм. мм.

в) Толщина торцов зубчатого венца

m=2.0 мм.

г) Толщина диска

b= 56 мм мм.

Эскиз цилиндрического колеса тихоходной передачи на рис. 7.

5. Предварительный выбор подшипников

Подшипники подбираются по диаметру вала, в зависимости от типов передач и величины динамической нагрузки (Cо).

5.1 Быстроходный вал

dп=20 мм.

Принимаем шариковый радиально — упорный однорядный подшипник

№ 1204 ГОСТ 28 428–90

С = 10. 000Н

Cо = 3. 450Н

5.2 Промежуточный вал № 1

dп=25 мм

Принимаем шариковый радиально — упорный однорядный подшипник

№ 1205 ГОСТ 28 428–90

С = 12. 200Н

Cо = 4. 400Н

5.3 Промежуточный вал № 2

dп=35 мм

Принимаем шариковый радиально — упорный однорядный подшипник

№ 1207 ГОСТ 28 428–90

С = 16. 000Н

Cо = 6. 950Н

5.4 Тихоходный вал

dп=65 мм

Принимаем шариковый радиально — упорный однорядный подшипник

№ 1213 ГОСТ 28 428–90

С = 31. 000Н

Cо = 17. 300Н

6. Расчет элементов конструирования корпуса и подшипниковых узлов

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:

д= 0,025аw+1?6 мм,

Принимаем д = 10 мм

Толщину дна корпуса и толщину ребер жесткости берем равными толщине стенки. Плоскости стенок, встречающиеся под прямыми углами, сопрягаются радиусами R=1,5д; r=0,5д, где: R — наружный радиус, r — внутренний радиус. R = 1,5·6=15 мм, r=0,5·10=5мм.

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

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, с наружной шестигранной уменьшенной головкой. Диаметры болтов находим по формуле:

мм,

где:

Т — вращающийся момент на тихоходном валу

=10. 5=12 мм

Расстояние между болтами принимаются равными десяти диаметрам болта. Ширину фланца Вф выбираем из условия свободного размещения головок болта и возможного поворота ее гаечным ключом на угол 60 градусов:

Вф=С12, где:

С1 — расстояние от стенки корпуса до оси болта

С1 = 1,5d

C2 - расстояние от оси болта до торца фланца

C2 = 1,2d

Вф=18+14. 4=32. 4=33 мм.

Толщина фундаментального места рамы под болт дф=1,5dф; дф=1,5·12=18 мм.

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

7. Эскизная компоновка редуктора

Перед построением компоновочной схемы проводим горизонтальную осевую линию ведущего вала и намечаем положение осей промежуточного, ведомого вала с учетом межосевого расстояния валов. Далее намечаем и вычерчиваем контуры зубчатых колес, валов и стенки корпуса. Компоновочная схема (рис. 8) выполняется на основе предыдущих расчетов ЭВМ с проставлением основных размеров, необходимых для расчета подшипников.

8. Проверка долговечности подшипников промежуточного вала

Определяю долговечность в миллионах оборотов

оборотов

где:

— расчётная гидродинамическая грузоподъемность подшипника

— Максимальная радиальная нагрузка на подшипники

— температурный коэффициент

— коэффициент учитывающий тип нагрузки

— коэффициент учитывающий движущееся кольцо подшипника

Условие выполняется.

Определяю долговечность в часах

часов

,

Условие выполняется.

9. Подбор шпонок и их расчет

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 23 360–78. Материал шпонки — сталь 45 нормализованная.

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

,

где:

Тк — крутящий момент на валу, Нм; d — диаметр вала, мм; h — высота шпонки, мм; l — длина шпонки, мм.

— допускаемое напряжение смятия, Нм.

=100…120 (МПа).

9.1 Быстроходный вал

Участок вала под муфту

Диаметр вала со шпоночным пазом под муфту d=18 мм. В соответствие с этим предварительно подбираю шпонку с сечением bhl=6632.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа, <

Условие выполняется.

Принимаю призматическую шпонку 6632 ГОСТ 23 360– — 78 исполнение 1.

?= 32 мм — длина шпонки:

b= 6 мм — ширина шпонки:

h= 6 мм — высота шпонки:

t1= 3мм — глубина паза вала:

ts= 3.3 мм — глубина паза ступицы.

9.2 Промежуточный вал № 1

Участок вала под зубчатое колесо

Диаметр вала под зубчатым колесом d=30 мм. В соответствие с этим предварительно подбираем шпонку с сечением bhl=81 028.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа, <

Условие выполняется.

Принимаю призматическую шпонку 122 080 ГОСТ 23 360– — 78 исполнение 1.

?= 28 мм — длина шпонки:

b= 10 мм — ширина шпонки:

h= 8 мм — высота шпонки:

t1= 4.5 мм — глубина паза вала:

ts= 4 мм — глубина паза ступицы.

9.3 Промежуточный вал № 2

Участок вала под зубчатое колесо

Диаметр вала под зубчатым колесом d=50 мм. В соответствие с этим предварительно подбираем шпонку с сечением bhl=101 630.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа, <

Условие выполняется.

Принимаю призматическую шпонку 101 630 ГОСТ 23 360– — 78 исполнение 2.

?= 30 мм — длина шпонки:

b= 16 мм — ширина шпонки:

h= 10 мм — высота шпонки:

t1= 6 мм — глубина паза вала:

ts= 4.5 мм — глубина паза ступицы.

В связи с этим увеличиваю длину ступицы колеса на промежуточной передаче с 35 мм. до 65 мм.

9.4 Тихоходный вал

Участок вала под зубчатое колесо

Диаметр вала под цилиндрическое колесо d=80 мм. В соответствие с этим предварительно подбираем шпонку с сечением bhl=142 280.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

МПа <

Условие выполняется.

Принимаю призматическую шпонку 142 280 ГОСТ 23 360– — 78 исполнение 1.

?= 80 мм — длина шпонки:

b= 22 мм — ширина шпонки:

h= 14 мм — высота шпонки:

t1= 8 мм — глубина паза вала:

ts= 7.5 мм — глубина паза ступицы.

9.5 Тихоходный вал

Часть вала под муфту

Диаметр вала под шпоночным пазом для муфты d=60 мм. В соответствие с этим предварительно подбираем шпонку с сечением bhl=1 118 110.

Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия:

МПа <

Условие выполняется.

Принимаю призматическую шпонку 1 118 110 ГОСТ 23 360– — 78 исполнение 1.

?= 110 мм — длина шпонки:

b= 18 мм — ширина шпонки:

h= 11 мм — высота шпонки:

t1= 6 мм — глубина паза вала:

ts= 5.5 мм — глубина паза ступицы.

10. Подбор 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 21 424–93. Эта муфта получила распространение благодаря легкости изготовления и замены резиновых элементов, компенсирующих несоосность валов.

10.1 Быстроходный вал

Для быстроходного вала выбираю муфту МУВП по ГОСТ 20 761– — 80. Диаметр быстроходного вала dв=18 мм. Выбираем стандартное исполнение и простой выбор из имеющегося ассортимента приняв запас по крутящему моменту в 30%.

Т3=1,3·4. 92?7 (Нм) — крутящий момент на валу.

Принимаю МУВП 8−18-I. 2−22-I. 2-УЗ ГОСТ 20 761– — 80

10.2 Тихоходный вал

Для тихоходного вала выбираю муфту МУВП по ГОСТ 20 761– — 80. Диаметр быстроходного вала dв=60 мм. Выбираем стандартное исполнение и простой выбор из имеющегося ассортимента приняв запас по крутящему моменту в 30%.

Т3=1,3·601. 67?780 (Нм) — крутящий момент на валу.

Принимаю МУВП 1000−60-I. 1−60-I. 1-УЗ ГОСТ 20 761– — 80

11. Смазка элементов редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода выделяемой теплоты трущиеся поверхности должны иметь надёжную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, 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. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Средняя окружная скорость колеса на промежуточном валу:

;

где: d — диаметр окружности вершины зубчатого колеса; d — 0. 188 м.; - скорость вращения вала; - 92. 87 об/мин.

(м/с)

В качестве смазки редуктора выбираем Индустриальное масло И-40А.

12. Выбор посадок основных элементов

Назначаем посадки для конического и цилиндрического колеса:

цилиндрическое колесо H7/r6;

сопряжение подшипник-корпус H7/h10;

сопряжение подшипник — вал L0/k6;

наружный диаметр крышки H7/h8;

полумуфты H7/h7;

пазы для шпонок H7/k6;

сопряжение резинометаллическая манжетка — вал f9

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод цепного транспортера, состоящий из электродвигателя 4А80А2 мощностью 1.5 кВт, упругой втулочно-пальцевой муфты, двухступенчатого цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение валов.

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 двух тяговых звездочках 3750 Н;

скорость ленты транспортера 0. 35 м/с

частота вращения вала электродвигателя 2850 об/мин.

Список использованных источников

1. Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие — 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. — 309 с.: ил.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов, — 8-е изд. перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2004. — 496 с., ил.

3. Детали машин и основы конструирования: Правила оформления текстовых документов. Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоГТУ, 2007. — 24 с.

4. Детали машин: Герметизация подшипниковых узлов. Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВПИ, 1997. — 26 с.

5. Детали машин: Эскизная компоновка редукторов. Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоГТУ, 2001. — 36 с.

6. Детали машин: Расчет и конструирование валов. Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоПИ, 1998. — 21 с.

7. Детали машин: Энергетический расчет привода на ЭВМ. Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоПИ, 1987. — 25 с.

8. Детали машин: Конструирование зубчатых и червячных колёс, шкивов и звёздочек: Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоПИ, 1998. — 19 с.

9. Детали машин: Конструирование подшипниковых узлов: Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоПИ, 1997. — 15 с.

10. Детали машин: Расчет подшипников качения на долговечность: Методические указания к курсовому проекту. — Вологда: ВоПИ, 1997. — 23 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой