48866

Проектирование привода ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Проектирование приводного вала с барабаном3337 стр. ВВЕДЕНИЕ В данном курсовом проекте разработан привод ленточного конвейера: разработан сборочный чертеж ведущего вала подобран двигатель редуктор и муфта. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. n1=709об мин; d20=265 мм; h= 323 мм; d24=300 мм;...

Русский

2013-12-16

1.42 MB

80 чел.

Московский Государственный Технический Университет

им. Н.Э. Баумана

Калужский филиал

Факультет: Конструкторско-механический(КМК)

Кафедра: «Гидравлические машины,гидроприводы

и гидропневмоавтоматика» К2-КФ.

 

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

по дисциплине:  Детали машин

           на тему: Проектирование привода ленточного конвейера

          вариант: Техническое задание №30

  Выполнил: студент Клинцов В.Г.

    группа ГПА-62   

                зач. книжка № 07К031

                                                             Консультант: Мокин Д.Г.  дата:   ________

                                     

Проект защищен с оценкой __________дата:_________

Члены комиссии: ________________________________

                             ________________________________

                             ________________________________

Калуга 2010г.

Оглавление

Оглавление………………………………………………………1 стр.

Введение…………………………………………………………2 стр.

Задание на курсовой проект……………………………………2 стр.

Краткое описание работы основного механизма……………..2 стр.

Исходные данные для расчета………………………………… 3-4 стр.

Технические требования………………………………………. 4 стр.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет………..4-6 стр.

2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи…………………6-13 стр.

3. Расчет клиноременной передачи…………………………….14-18 стр.

4. Предварительный расчет валов………………………………18-19 стр.

5. Выбор и проверка долговечности подшипников…………...19-26 стр.

6. Уточненный  расчет валов……………………………………26-30 стр.

7. Проверка прочности шпоночных и шлицевых соединений..31-32 стр.

8.Проектирование приводного вала с барабаном……………33-37 стр.  

9. Выбор смазки редуктора и подшипников…………………..38 стр.

10. Выбор муфты……………………………………………….39-40 стр.

11.Подбор посадок основных деталей редуктора………………41 стр.

12.Сборка редуктора………………………………………………41 стр.

13.Сборка привода…………………………………………………42 стр.

14.Техника безопасности………………………………………… 42 стр.

Список используемой литературы………………………………. 43 стр.

ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте разработан привод ленточного конвейера: разработан сборочный чертеж ведущего вала, подобран двигатель, редуктор и муфта. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи. Входной вал посредством ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством шлицевого соединения с конвейером.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В качестве двигателя у большинства конвейеров используется стандартный электромотор трехфазного тока. Передаточный механизм в зависимости от задания на курсовой проект может содержать открытую передачу и редуктор или один редуктор.

Исполнительным механизмом (ИМ) в данном проекте является приводной вал конвейера. Для ленточного конвейера - это вал приводного барабана, а для цепного конвейера - вал с одной или двумя приводными звездочками. Согласно полученному заданию спроектирован привод конвейера, т.е. произведены расчеты и разработаны чертежи в объеме, установленном заданием на курсовой проект. Все необходимые расчеты и пояснения особенностей конструкции и эксплуатации привода оформлены в виде пояснительной записки.

Задание на курсовой проект

Спроектировать привод ленточного конвейера , состоящий из асинхронного двигателя(1),клиноременной передачи(4),подвесного одноступенчатого редуктора(3) с реактивной тягой(5),а также приводной вал с барабаном(2).

Краткое описание работы основного механизма

Ленточный конвейер-машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения различных грузов, устанавливаемый в отапливаемом помещении.

Схема механизма

1-электродвигатель

2-барабан транспортёра

3-редуктор зубчатый цилиндрический

4-ременная передача

5-реактивная тяга

6-сварная рама

Исходные данные для курсового проекта

Параметр

Обозначение

Размерность

Величина

Окружная сила

Ft

кН

4

Скорость ленты

V

м/с

0,7

Диаметр барабана

D

мм

250

Ширина конвейера

B

мм

315

Термообработка колес- улучшение.

Технические требования

1. Электропитание от сети переменного трехфазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380 В.

2. Типовой режим нагружения – 2.

3. Расчетный ресурс 17000 часов.

4. Изготовление единичное – 50 шт.

5. Приводная станция смонтирована на сварной раме конвейера.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Определение мощности.

Мощность на выходе  

Рвых=Ft*V*10-3= 4000*0,7*10-3=2,8кВт

Требуемая мощность электродвигателя

Рэдвых/ηобщ=2,8/0,912= 3,07кВт

             

            -КПД пары подшипников качения;

          -КПД зубчатой цилиндрической передачи;

         -КПД  ременной передачи;

    Рэл=2,8/0,912=3,07кВт

По таблице подбираем электродвигатель:

Рэл=3,07кВт;

         nэд=nсинх=709об/мин;

Этим характеристикам соответствует электродвигатель 4А112МВ8У3 с параметрами nэд=nдейст=709об/мин; Рэл=3 кВт;

Выбираем двигатель 4А112МВ8У3 ( 4А-серия двигателя, исполнение закрытое обдуваемое, станина и щиты из Алюминия, 112 мм - высота оси вращения,с длиной сердечника ротора В и 8 полюсами(nсинх=750об/мин),климатическое исполнение УЗ(для умеренного климата) по ГОСТ 15150.

n1=709об/мин;   d20=265 мм;

                                                h= 323  мм;        d24=300 мм;

                                                d1=32 мм;           d25=230 мм;

                                                l1=80 мм;             l30=435 мм;

Определение частоты вращения приводного вала.

n3=nвых=6*104=6*104=53,486≈54об/мин

nэд=nдейст=709об/мин;

Определение передаточного отношения привода.

U-общее передаточное отношение привода.

Uобщ=nэд/nвых=709/54=13,2; Uобщ=Uрем*Uред;

Принимаем Uрем=2, тогдаU ред=Uобщ/Uрем=13,2/2=6,6. Примем Uред=6,7;

Таблица№1 Параметры  валов механизма    

№ вала

1

709

9550*

*40,4 Н*м

2

54*6,7=

=361,8

9550*

*75,22 Н*м

3

54

9550*

*477,5 Н*м

2.Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Выбор материала

Термообработка: шестерня и колесо - улучшение.

Материал для колеса и шестерни - Сталь 45 ГОСТ 1050-88. Сталь углеродистая качественная конструкционная.

Шестерня - твёрдость (HBср)=250;

Зубчатое колесо - твёрдость (HBср=250;

Допускаемые контактные  напряжения

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов  

КHL-коэффициент долговечности в зависимости числа от числа циклов нагружения. КHL=1

[n]-коэффициент безопасности  [n]=1,1;

Шестерня:

Колесо:

Вращающий момент на валу шестерни:

;

;

Определение межосевого расстояния:

Расчёт ведут по наименьшей допускаемой нагрузке

= - момент на ведомом колесе

= 49,5 - числовой коэффициент

KHβ= 1,03- коэффициент концентрации нагрузки

= 0,4 - коэффициент ширины колеса

Округляем по стандарту в меньшую сторону: аω=170 мм

т. к. необходимо получить компактный редуктор.

Определяем ширину венца зубчатого колеса:

b2 = ψba *·aω= 0,4*170 =68 мм

Определяем ширину венца шестерни:

b1 = b2+(2÷5)=68+4=72 мм

Нормальный модуль зацепления:

mn=(0,01÷0,02)* аω=(1,7÷3,4) мм

Выбираем по стандарту mn=2;

β=0;

Число зубьев шестерни:

Принимаем z1=22;

Принимаем z2=148;

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

Проверка межосевого расстояния:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Диаметр окружности впадин:

h2=1,25*mn=1,25*2=2,5мм

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

Выбираем 8 степень точности

Коэффициент нагрузки:

К= 1,03 - коэффициент, учитывающий расположение колёс относительно опор

К=0.91

К=1

KH=0,93

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Где:

- коэффициент нагрузки.

- коэффициент концентрации нагрузки, учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев.

- коэффициент динамичности.

- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям.

KFβ=1,221 

KFυ=1,1 

KFα=0,91

KF=1.221

=

допускаемые напряжения:

-1,8HB – предел выносливости при нулевом цикле изгиба.

Шестерня

МПа

МПа

Колесо

МПа

МПа

Находим отношение

Шестерня

Колесо  

Расчёт ведут по наименьшему значению113,29 МПа

= 409 МПа

Принимаем b=b2=68мм

Удовлетворяет прочности зубьев колёс на изгиб.

                                

                              3. Конструирование ременной передачи

                              

 Исходные данные:

Тип ремня – клиновой;

Мощность на ведущем валу:  Р1 = 3 кВт;

Частота вращения ведущего вала:  n1 = 709 об/мин.;

Передаточное число ремённой передачи:  Uр = 2.

  1.  Рассчитываем крутящий момент на ведущем валу, затем выбираем по таблице сечение ремня и диаметр меньшего шкива:                                                                      

   ;

  Н·мм.

  Принимаем: d1=180 мм; Сечение ремня S = 81 мм2, тип А  (ГОСТ 1284.1-80)

  1.  Определяем диаметр большого шкива:

  ;

   мм.Принимаем из ряда d2=355мм

 3) Уточняем передаточное число с учётом относительного скольжения: ξ ≈ 0,01:

          ;

        .

   Определяем расхождение от заданного U:  

   (∆U / U) · 100% = ((|Uст – U|) / Uст) · 100% = (|2-1,99| / 2) · 100% = 0,5%

  

                                

  4) Проводим сравнение ;

         -  условие выполняется.

  5) Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:

 

       ; т.к. U=2, то с=3;   мм. Из ряда выберем мм.

  6) Определяем ориентировочное значение длины ремня:

       ;

        .

        Из стандартного ряда длину ремня L принимаем: L=1600 мм.

     7) Определяем скорость ремня:

        м/с.

  8) Определяем число пробегов ремня в секунду:

          с-1

  9) Определяем угол обхвата ремней малого шкива:

            .

  10) Проводим проверку ;  - условие выполняется.

  11) Определяем окружную силу на шкивах:

 Н.

 

   12) Определяем ориентировочное значение числа устанавливаемых ремней:

         ;

где - допускаемое полезное напряжение, МПа; А1 – площадь поперечного сечения ремня; k0 – полезное напряжение ремня, МПа;

   ;

где V – скорость ремня, м/с; ν – частота пробегов ремня; bh – ширина ремня по нейтральному слою; ku – коэффициент влияния передаточного числа; ca – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность; cp – коэффициент режима работы.

  .

 

   13) Определяем силы, действующие на валы:

         ,

     где А1 = 81м2, z =2, k0 = 3,1 МПа; - угол между ветвями ремня.

      Н.

14)Определяем ширину ремня, предварительно определив окружную

силу:

Принимаем

15)Определяем силу предварительного натяжения ремня:

Определяем силу, действующую на вал:

Максимальная начальная сила, действующая на вал, принимаем:

         

Конструирование шкивов ремённой передачи

   Шкивы ремённых передач изготавливают чаще всего литыми из чугуна. Для снижения инерциональных нагрузок шкивы высокоскоростных передач изготавливают из лёгких сплавов. При небольшом выпуске их изготавливают также сварными из стали. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировки. При диаметре D≤300 шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров – с 4…6 спицами. Для шкивов с DH ≥ 250 мм диск конструируют в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом. Для удобства установки ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла.

   Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусматривать устройства для изменения межосевого расстояния.

  Для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху. Тогда за счет провисания ремня угол несколько увеличивается. В тех случаях, когда провисание ремней несущественно, для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется применять дополнительный шкив, который может служить и натяжным устройством.

  Допуски на форму и расположение поверхностей можно назначать для шкивов ременной передачи, основываясь на рекомендациях, приведенных для колес зубчатых передач.

 

de1,de2-наружные диаметры шкивов ;dp2,dp1-рабочие  диаметры шкивов;    М1,2=ширина ведущего и ведомого шкива;

    М1,2=(n-1)e+2f=44мм;  

   de1=dp1+2b=180+2*6=192 мм;

   de2=dp2+2*b=355+2*6=367 мм;

Расчетные формулы взяты из справочника конструктора-машиностроителя (В.И. Анурьев) и методических указаний к курсовому проекту.

  

Определение размеров натяжного устройства

Натяжное устройство должно обеспечивать наименьшее межосевое расстояние , получаемое из условия расчетной длины, уменьшенной на  при длине до 2м и на  при длине ремня свыше 2м. Наибольшее значение межосевого расстояния  устанавливается с учетом длины ремня, увеличенной на .  

 получаем уменьшением на  при длине до 2м и на  при длине ремня свыше 2м. Наибольшее значение устанавливается с учетом длины ремня, увеличенной на .

Ресурс работы ремней

Согласно ГОСТ 1284.2-80. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Технические условия, ремни, подобранные по стандарту, имеют средний ресурс в эксплуатации при среднем режиме работы . В нашем случае (при легком режиме работы) , где -коэффициент режима работы;- коэффициент, учитывающий климатические условия эксплуатации.

.

4.Предварительный расчет валов

Производят расчет по пониженным напряжениям изгиба :

;

Быстроходный вал

Принимаем ;

Выбираем диаметр быстроходного вала: =30 мм

Подбираем диаметр вала под подшипник: dП = 35 мм

Шестерня выполнена заодно с валом.

Учитываем влияние изгиба вала от натяжения ремня.

Тихоходный вал

Принимаем

Выбираем диаметр вала: =55 мм

Подбираем диаметр вала под подшипник: dП = 60 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом :

мм

мм

Принимаем =75 мм

5. Выбор и проверка долговечности подшипников

Fокр=3418 Н l1= l2=57 мм    l3=87мм

Fрад=1244 Н γ=9°

Fо=0 Н d1=44 мм       d2=296 мм

Q=1477,5 Н – нагрузка на ремень.

Быстроходный вал

Горизонтальная плоскость

М1=0  ;

МА=;

М2=;

МВ=0  ;

Вертикальная плоскость

 

М1=0  ; МВ=0 ;

;

;

Суммарные реакции:

Опора 1

Опора 2

Намеченные радиальные шариковые подшипники проверяем по  наиболее нагруженной опоре.

Подшипник 307

d=35 мм C=33,2 кН

D=80 мм Co=18 кН

B=21 мм

Эквивалентная нагрузка

 

=1,3  -  коэффициент безопасности

   V=1,2;

Кт=1-температурный коэффициент

Х=0,6 -коэффициент радиальной нагрузки

Расчётная долговечность в миллионах оборотах:

Расчётная долговечность в часах:

n=362 об/мин -частота вращения ведущего вала

Такая долговечность хоть и меньше желаемой, но она больше минимальной допустимой.В процессе эксплуатации придется один раз сменить подшипники на ведущем валу.Удовлетворяет условию прочности.

Тихоходный вал

Fокр=3418 Н  l2=57 мм    

Fрад=1244 Н                                                    

Fо=0 Н  d2=296 мм

Горизонтальная плоскость

;

М1=0

Мс=

М2=0  

Вертикальная плоскость

;

;

М3=0 ;

;

М4=0;

Суммарные реакции.

Опора 1:

 

Опора 2:

 

Проверку выполняем для первой опоры.Намеченные радиальные шариковые подшипники проверяем по нагруженной опоре.

Подшипник 312

d=60 мм ;                        

D=130 мм;

B=31мм;

C=81,9кН;

         С0=48 кН;

Эквивалентная нагрузка

 

=1,3  -  коэффициент безопасности

   V=1,2;

Кт=1-температурный коэффициент

Х=0,6 -коэффициент радиальной нагрузки

Расчётная долговечность в миллионах оборотах:

Расчётная долговечность в часах:

n=54об/мин -частота вращения ведомого вала

Удовлетворяет условию прочности.

6. Уточненный расчет валов

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему (или отнулевому).

При уточнённом расчёте определяют действительный коэффициент запаса прочности  “n” в опасных сечениях и сравнивают с допускаемым, т.е. -условие прочности.

Быстроходный  вал

Материал-Сталь 45.

Термообработка-улучшение;

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Проверяем сечение на ведущем валу под шкивом, где действует только крутящий момент.

Здесь возникают только касательные напряжения.

b*h;t1;размеры шпонки ведущего вала.

ТБ-момент на ведущем валу редуктора = 75,22*10Н*мм

b=10 мм

h=8 мм

t1=5 мм

  (1)

     (2)

Коэффициент запаса прочности:  

=0,78   =7,87 МПа

=1,8   =0,05

=1,5   =7,87 МПа

=(5÷10) ; =10;

; 12,32 ≥ 10;

Удовлетворяет условию прочности.

Тихоходный вал

Материал - Сталь 45.

Термообработка-улучшение

Предел выносливости:

Рассчитываем сечение под колесом.

ТТ -момент на ведомом валу. ТТ=477,5 Н* мм

Из эпюр изгибающих моментов:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручению :

Где:

   t1=5,5 мм

b=10 мм      h=9 мм

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

=0 т.к. =0

=0,68

=1,5

=8,4 МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

                 =5,5 МПа

=0,68                     =0,05

=1,5                      =5,5 МПа

Общий коэффициент запаса прочности :

=(5÷10)

  =(5÷10);   =10;

; 13,22 ≥ 10;

Удовлетворяет условию прочности.

7.Расчет шпоночных и шлицевых соединений

Шпоночное соединение

  Выбираем для конца быстроходного вала и тихоходного вала  призматические шпонки по ГОСТ 23360-78.

  Номинальный крутящий момент T1=75960 Н*мм;T2=477500  Н*мм;

  Диаметр  вала        d1=30 мм,  d2=75 мм , поэтому параметры шпонок следующие:

  Ширина                  b= 10мм;   b=10 мм;

  Высота                    h=8 мм;     h=9 мм;

  Глубина паза          t1=5 мм;     t1=5,5 мм;

  Глубина паза вала  t=3,3 мм;   t=3,8  мм;

  Длина Lш=Lв-10=40-10=30 мм. Lш=Lв-10=60-10=50 мм.

  Т.к. шпонка передаёт вращающий момент необходим расчёт на смятие и на срез.

                                             Расчёт шпонки на смятие

    ; ;;

     МПа.    МПа.

                                            Расчёт шпонки на срез

   ;

    МПа.  МПа.

 Как видно из расчётов на смятие и на срез данные шпонки подходят.

Шлицевое соединение

Основной расчет производим на смятие

Тmax=наибольший допустимый  момент,передаваемый соединением, Н*м

φ=коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям.

F=площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1мм длины, мм2/мм

l=рабочая длина зуба, мм

rcр=средний радиус скругления, мм

f- размер фаски,мм

Z-число зубьев;

 ; ;

                                       

         

8. Проектирование приводного вала с барабаном

    Исходные данные:

    Ft    = 4000 Н;

  D = 250 мм;

  V = 0,7 м/с;

  α = 3,14 рад;

  Lh = 17000 ч.;

    a = 285 мм;

  с =65 мм;

  b =300 мм;

 1) Рассчитываем значение крутящего момента на тихоходном валу редуктора:

           Н*м.

 2) Крутящий момент на валу барабана:

       Н*м.

 3) Нагрузка на вал со стороны ленты:

     ;

где  рад; F1 –  натяжение ведущей ветви ленты;

F2 –  натяжение ведомой ветви ленты.

 

   ;  ;

где  Kб – коэффициент безопастности,  Kб=1,1; f=0,3.

 Н.

 Н.    

                                                       

                                       

      Н.

  Нагрузки на вал со стороны каждой ступицы на вал барабана:

  Н.

 4) Построение эпюр внутренних силовых факторов.

                                                              

                                                       

                                       

   5.1) Изгибающие моменты:

       Н*м;

     

  5.2) Суммарные изгибающие моменты:

      в сечении I   Н*м;

      в сечении II   Н*м.

 5.3) Эквивалентные моменты:

     в сечении I, II 577,6 Н*м;

        

 6) Расчёт вала на статическую прочность.

 Для изготовления вала применяем сталь 45.  Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

 6.1) Допускаемые напряжения:

   для сечения I  МПа;

   для сечения II  МПа.

 6.2) Расчётный диаметр вала:

   сечение I 40,8 мм;

  сечение II 45,83 мм.

  Принятые значения диаметра вала в обоих сечения больше рассчитанных, прочность вала обеспечена, берём Сталь 45.  

       

                                       

Расчет подшипников по динамической грузоподьемности

  1) Частота вращения вала барабана:

        об/мин.

  2) Радиальная нагрузка на опоры вала:

                                                    

   2.1) В связи с симметричным расположением барабана, его опоры испытывают одинаковую нагрузку от натяжения ленты.

   .

      2.2) Суммарные нагрузки на опоры вала:

   ;

   

 Расчёт подшипника вала ведём по любой опоре .

  .

 2.3) Эквивалентная нагрузка на опору А:

   ;

 где FOA=0 (нет осевой нагрузки); Х=1 при вращающимся внутреннем кольце подшипника относительно нагрузки коэффициент смещения

 V=1.

                                                       

                                       

 Для ленточного конвейера принимаем коэффициент безопастности: Кб=1.2;

При температуре до 100 С  Кt=1;

  Н

Для приводного вала возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические №1216  ГОСТ 28428-90. Для него имеем d=60мм – диаметр внутреннего кольца подшипника, D=110мм – диаметр наружного кольца подшипника, В=22мм – ширина подшипника, Сr=26500Н – динамическая грузоподъёмность, С0=13300Н – статическая грузоподъёмность.

 2.5) Ресурс принятого по компоновке подшипника:

   ;

где Сr=26500 Н – динамическая радиальная грузоподъёмность подшипника 1216 из таблицы ГОСТ 28428-90.

   

 

  Определяем потребную грузоподъёмность подшипника:

    Н

  Подшипник 1216 подходит по динамической грузоподъёмности.

                                                    

9.Выбор смазки редуктора и подшипников

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.

В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему, т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой, чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана, который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении, тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

При окружной скорости до 2 м/с и контактных напряжениях σН =600-1000 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 60 мм²/с. Для редуктора принимаем масло И-Г-А-68 по ГОСТ 20799-88.

Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым при сборке узла. Это обусловлено тем, что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V < 3 м/с) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана, образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера, погруженными в нее колесами редуктора.

Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.

Основными пластичными смазочными материалами, применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения, в настоящее время являются        Литол–24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале – 40…+130С) и ЦИАТИМ–201 ГОСТ 6267-74 (–60…+90С).

Применим в нашем случае Литол–24 ТУ 21150-75.

                                       

                                                10.Выбор муфты

    Муфты предназначены для продольного соединения вращающихся валов и передачи вращающего момента (для некоторых муфт возможно также выполнение ряда дополнительных функций, например, компенсация осевых, радиальных или угловых смещений).

   Основные показатели при выборе муфты: номинальные диаметры соединяемых валов, расчетный вращающий момент, частота вращения и условия эксплуатации.

   На практике для определения расчетного вращающего момента Тр пользуются формулой:

   ;

где Кр - коэффициент перегрузки, учитывающий режим работы и ответственность конструкции, Т- вращающий момент на соответствующем валу, Тном - номинальный вращающий момент, указанный в каталоге.

    Принимаются значения Кр для транспортеров ленточных – 1.25...1.5, транспортеров цепных, винтовых, скребковых – 1.5...2.0; воздуходувок и вентиляторов – 1.25...1.5; насосов центробежных – 1.5...2.0; насосов и компрессоров поршневых – 2.0...3.0; станков металлорежущих: с непрерывным движением 125.. 1.5, с возвратно-поступательным движением – 1.5...2.5; станков деревообделочных – 1.5...2.0; мельниц шаровых, дробилок, молотов, ножниц 2.0...3.0; кранов подъемных, элеваторов – 3.0...4.0.

   Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора (располагаемых обычно на общей раме) применяются упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. У них небольшие размеры и масса, хорошие упругие свойства и минимальный маховый момент, что уменьшает пусковые нагрузки на соединяемые валы.

   Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора приводного вала применяются цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты способны компенсировать значительную несоосность валов. Величина муфты не имеет здесь практического значения, т. к. приведенный к валу двигателя маховый момент уменьшается в равное квадрату передаточного отношения число раз. Стандартные муфты выпускаются двух типов: с цилиндрическими и коническими посадочными отверстиями  (кроме муфты со звёздочкой, у нее только цилиндрическое посадочное отверстие), причем каждый тип имеет два исполнения - для длинных и коротких концов валов. Возможно использование полумуфт с различными диаметрами посадочных отверстий при передаче одного и того же вращающего момента.

                                      

                                       

       Муфта упругая с торообразной оболочкой. 

Упругий элемент муфты, напоминающий автомобильную шину, работает на кручение. Это придает муфте большую энергоемкость,высокие упругие и компенсирующие свойства(Δr=2…6мм,Δα=2…6град.,угол закручивания до 5…30 град.). Муфта стандартизована и получила широкое распространение.

11.Подбор посадок основных деталей редуктора

Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим, в соответствии с ГОСТ 3325 85, в зависимости от класса точности подшипников, режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.

Подшипники работают в режиме небольших нагрузок (работа с умеренными толчками) или средние нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом, т.к. при установке циркуляционного нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзование такого кольца по валу, приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.

При умеренной нагруженности (кр   15 МПа) и нереверсивной работе применяют посадки: H6 / k5; H7 / k6; H8 / k7.

Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале, предназначенного под призматическую шпонку, выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нагружении поле допуска на ширину  паза вала назначают по N9.

Крышки подшипников быстроходного и тихоходного узла устанавливаются по посадке H7.

12. Сборка редуктора

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрыв передвижную поверхность стыка крышки и корпуса стыковым маслом.

На ведомом валу устанавливают шпонку, надевают зубчатое колесо, в подшипниковые камеры укладывают смазку, ставят крышки подшипников.

На ведущем валу  устанавливают шпонку.

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель, заливают в корпус масло, устанавливают крышку и закручивают болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

13. Сборка привода

Сборку привода ленточного транспортёра рекомендуется производить следующим образом:

1. Приводной вал (1) устанавливается на раму и крепится к ней с помощью болтов.

2.  На входной конец приводного вала (1) насаживается редуктор (2).

3.Электродвигатель (8)  крепится к плите с натяжным устройством(4) болтами.

4.Ведущий шкив клиноременной передачи (6) надевается на выходной вал электродвигателя (8).

Ведомый шкив(7) крепится на быстроходном валу редуктора (2).

 

5. Редуктор (2) устанавливается в рабочее положение с помощью реактивной тяги (5), которая обеспечивает устойчивость конструкции.

14. Техника безопасности

  1.  Запуск привода производить только после надёжного крепления его к плите, плиты к фундаментальной поверхности.
  2.  Перед запуском привода надёжно заземлить электродвигатель и всю плиту.
  3.  Все вращающиеся части привода закрыть защитными кожухами во избежании несчастных случаев.
  4.  Перед непосредственным пуском привода осмотреть его техническое состояние.
  5.  Слив и заливку масла производить при полностью отключенном приводе.
  6.  Во время работы привода запрещены какие-либо (даже мелкие) ремонтные работы - только после остановки!
  7.  Обслуживание и ремонт привода может производить только специальный рабочий персонал, в необходимой для этого спецодежде.

Список используемой литературы

 1. Ю.Н. Березовский, Д.В. Чернилевский, М.С. Петров, “Детали машин”, “Машиностроение”, 1983 г.

 2. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

  3. Р.И. Гжиров, “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

  4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

 5. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

  6. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. М.:

Машиностроение. В 3-х т. 1977.  т.1. 728 с.; т.2. 559 с.; т.3. 557 с.

   8.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.:       

Высшая школа, 2003, 496 с.

   9.Иванов М.Н.. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991, 383 с.

10.Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высш. школа, 1978. – 352 с.:

11.Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование – М.: Высш. шк., 1975. – 551 с.: ил.

12.Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И. и др. Курсовое проектирование деталей машин – Л.: Машиностроение, 1984. – 400 с.: ил.

13.Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

14.Устиненко В.Л., Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Основы проектирования деталей машин. – Харьков: Вища школа. Изд-во при Харьк. Ун-те, 1983. – 184 с.

15.Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин – Минск: Вышэйшая школа, 1978. – 472 с.

16.Шахнюк Л.А., Тихомиров В.П. Детали машин: Технология проектирования: Учебное пособие.- Брянск: Изд-во БГИТА, 2001.-344 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

82827. Международные организации по стандартизации 72.97 KB
  В области международной стандартизации работают Международная организация по стандартизации ИСО Международная электротехническая комиссия МЭК и Международный союз электросвязи МСЭ. Ниже рассматривается деятельность ИСО и МЭК как наиболее крупных международных организаций по стандартизации...
82828. Індійська філософія 194.13 KB
  Аспект часу в історії філософської думки Індії завжди відігравав лише підпорядковану роль. Тому немає історії індійської філософії, а будь-яка історична періодизація розглядалася як умовність. Але філософія залишається невід’ємною частиною життя індійця - завжди сучасною і завжди життєво...
82829. Гироскопы и их применение 269.5 KB
  В данном случае он представляет собой тяжелое дискообразное тело, способное вращаться с малым трением вокруг закрепленного центра масс. Оправа состоит из двух колец: внутреннего и наружного. Ось вращения гироскопа проходит через его центр масс и закреплена в подшипниках, расположенных во внутреннем кольце.
82830. Взаимосвязь здоровья и работоспособности студентов 41.8 KB
  Цель работы –- изучить взаимосвязь здоровья и работоспособности студентов. Уровень здоровья определяется способностью организма адаптироваться к ним. В результате каждая из популяций приобретает свою характерную структуру здоровья определяемую степенью её адаптации к условиям среды.
82831. Право и мораль 48 KB
  Мораль — принятые в обществе представления о хорошем и плохом, правильном и неправильном, добре и зле, а также совокупность норм поведения, вытекающих из этих представлении. Мораль регулирует взаимоотношения между людьми во всех сферах общественной жизни. Она имеет «вездесущий, всепроникающий характер».
82832. Парова машина 555.5 KB
  Першим механічним двигуном що знайшов практичне застосування була парова машина. Спочатку вона призначалася для використання в заводському виробництві але пізніше паровий двигун стали встановлювати на самохідних машинах паровозах пароплавах автомобілях і тракторах.
82833. Перші українські політичні партії 36.72 KB
  Програмовий документ партії проголошував боротьбу проти самодержавства, встановлення парламентського ладу, демократичних свобод та автономії територій, заселених українцями, введення української мови в школах, адміністративних установах.
82834. Особенности проведения ГИС в горизонтальных скважинах 59 KB
  Основные причины различия показаний методов ГИС в вертикальных и сильноискревленных стволах: Влияние пространственного взаиморасположения пласта и скважины Анизотропия свойств. В горизонтальных скважинах проникновения происходит в отдельных проницаемых пропластках непосредственно...
82835. Безработица. Причины образования, последствия 244 KB
  Актуальность темы заключается в том что проблема занятости и безработицы в наши дни становится неотъемлемым элементом жизни России оказывающим существенное влияние не только на социально-экономическую но и на политическую ситуацию в стране.