87019

Индивидуальный привод ролика транспортного рольганга

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В данной работе спроектирован индивидуальный привод ролика транспортного рольганга трубопрокатного цеха который служит для передачи вращающего момента от асинхронного электродвигателя к ролику осуществляющему транспортировку труб...

Русский

2015-04-13

788 KB

4 чел.

ЭЛЕКТРОСТАЛЬСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(филиал)

Московского государственного института стали и сплавов

(технологического университета)

(ЭПИ МИСиС)

Факультет: технологический

Кафедра: теоретической и прикладной механики

Специальность: технология машиностроения

Группа: ВТМ – 01

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

 по курсу: Детали машин     

  Тема:

«Индивидуальный привод ролика транспортного рольганга »

Студент:   Савицких О.В.    _______________

Руководитель проекта: проф. Гриншпун М. И.        _______________

Защита с оценкой _____________________________________

«____»______________2006 г.

ЭЛЕКТРОСТАЛЬ 2006.

                                                                                 

ВВЕДЕНИЕ

В данной работе спроектирован индивидуальный привод ролика транспортного рольганга трубопрокатного цеха, который служит для передачи вращающего момента от асинхронного электродвигателя к ролику, осуществляющему транспортировку труб. Привод нереверсивный, режим работы привода средний равновероятный, расчётный срок службы привода 3 года. Состоит из электродвигателя и цилиндрического, двухступенчатого редуктора. В ступенях редуктора используются цилиндрические прямозубые колёса и шестерни. Корпус редуктора выполнен из стали  марки  45 .

Валы в корпусе редуктора установлены на радиальных однорядных

шариковых подшипниках.

Вращающий момент от электродвигателя к редуктору и от редуктора к ролику передаётся с помощью муфт. Электродвигатель и редуктор устанавливают на плиту. Плиту крепят к полу фундаментными болтами.

1. Кинематический расчёт

1.1 Выбор электродвигателя

Для нереверсивного привода ролика транспортного рольганга применяем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором. Для выбора электродвигателя определяем его мощность по формуле (1).

;                                                    (1)

где: ТСР – среднеквадратичный момент, Нм (определяем по формуле (2)); n – число оборотов тихоходного вала, об/мин; – КПД редуктора.

;                                                  (2)

Подставляем числовые значения в формулу (1) и (2):

 Н∙м;

кВт;

По таблице 24.8 определяем тип двигателя и его частоту вращения.       

Применяем двигатель мощностью РНОМ = 7,5 кВт,  тип  160S8/730,

с асинхронной частотой вращения n = 730 об/мин.

Основные размеры двигателя определяем по таблице 24.9.

1.2. Определение передаточных чисел привода

После выбора частоты вращения электродвигателя n определяем общее передаточное число привода по формуле (3):

;                                                   (3)

где: n – число оборотов электродвигателя (об/мин);

        nT – скорость вращения тихоходной ступени (об/мин).

;

Полученное расчётом общее передаточное число распределяем между типами и ступенями передач. Передаточные числа UБ быстроходной и UТ тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяем по соотношениям, приведенным в таблице 1.3.

Передаточные числа для двухступенчатого редуктора по развёрнутой схеме будут определяться по формулам (4) и (5):

;                                                      (4)

;                                                 (5)

Подставляем цифровые значения в формулы (4) и (5):

;

.

1.3.Определение частоты вращения и вращающих моментов валов              привода

Зная частоту вращения быстроходного вала nБ определяем частоту вращения nП промежуточного и nТ тихоходного валов по формулам (6) и (7):

;                                                       (6)

;                                                       (7)

Подставляем числовые значения в формулы (6) и (7):

об/мин ;

 об/мин ;

Зная вращающий момент тихоходного вала ТТ определяем вращающие моменты ТП промежуточного и ТБ быстроходного валов по

формулам (8) и (9):

;                                                   (8)

;                                                   (9)

Подставляем числовые значения в формулы (8) и (9):

Н∙м ;

Н∙м.

Редуктор с рассчитанными значениями n и Т изображён на Рис 1.

Рис. 1

2. Расчёт зубчатых передач

2.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала зубчатых колёс

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем материал, необходимую твёрдость колёс и соответствующий вариант термической обработки по таблице 2.1. Так как особых требований к размеру редуктора особых  не предъявляется, применяем  марку стали типа ст. 40Х с термообработкой улучшение.

Термическая обработка колеса –  улучшение,

твёрдость НВ 235…262, материал ст. 40X.

Термическая обработка шестерни –  улучшение,

твёрдость НВ 235…262, материал ст. 40X.

2.2. Расчёт межосевого расстояния тихоходной и быстроходной цилиндрических зубчатых передач

Межосевое расстояние рассчитывается по формуле (10):   

;                                    (10)

где:    Ка= 4950 – (для прямозубых колёс );

U – передаточное отношение тихоходной (быстроходной) ступеней;                       

КH  – коэффициент концентрации нагрузки;

ТНЕ2 – эквивалентный момент на колесе (Нм);  

а – коэффициент;

[]Н – допускаемое напряжение (Па).

Коэффициент концентрации нагрузки КH принимаем для неприрабатывающихся колёс. При переменной нагрузке:                       где:  – начальный коэффициент концентрации нагрузки, определяем по таблице 2.3. в зависимости от коэффициента . Так как ширина колеса b2 и диаметр шестерни d1 ещё не определены, коэффициент d определяем ориентировочно:

;                                                (11)

где: а – принимаем из ряда стандартных чисел, при симметричном расположении колёс а = 0,5;

       U – передаточное отношение тихоходной (быстроходной) передачи.

Для тихоходной передачи:

;

;

По формуле (12) определяем эквивалентный момент на колесе:

;                                                (12)

где: КНД =1– коэффициент долговечности; Т2 – момент на колесе                                                  

Н∙м ;

Допускаемое напряжение []Н определяем по формуле (13)  из  таблицы  2.2.:

;                                               (13)

где: НВ – твёрдость колеса, определяем по таблице 2.1. []Н = 300.

;

;

            Допускаемое напряжение изгиба []F;

[]F =

[]F = ;

Подставляем полученные значения в формулу (10) и рассчитываем значения межосевого расстояния тихоходной передачи:

;

Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения:  .

Для быстроходной ступени выбираем межосевое расстояние     

                             .

2.3. Расчёт модулей и числа зубьев шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач

Определяем предварительно делительный диаметр шестерни по формуле (14):

;                                               (14)

Делительный диаметр колеса определяем по формуле (15):

;                                            (15)

где:

аW – межосевое расстояние тихоходной (быстроходной) передачи              (мм);

U – передаточное отношение тихоходной (быстроходной) передачи.

Для тихоходной передачи:

мм .

мм.

Для быстроходной  передачи:

мм.

мм.

Подбираем значение модуля m, из стандартного ряда , таким образом, чтобы суммарное число зубьев шестерни   было не менее  17 шт,

а число зубьев колеса .                                                                  где: – межосевое расстояние тихоходной (быстроходной) ступени;

       m – модуль зубчатой передачи;

 d – делительный диаметр шестерни или колеса;

Принимаем модуль: для тихоходной передачи ;

                                  для быстроходной передачи 2.

Рассчитываем cуммарное число зубьев , число зубьев шестерни и колеса для тихоходной и быстроходной передач и уточняем передаточное  отношение:                                                                                                                                                                                                     

Для тихоходной передачи:  

;

;

Для быстроходной передачи:

;

;

Проверка:

                Для тихоходной передачи

                Для быстроходной передачи

                Для тихоходной передачи

                                               

                Для быстроходной передачи

                                               

Проверяем погрешность передаточных отношений (допускается 5%):

где -фактическое передаточное число                                                                                                                                     

;

.

Величины погрешностей тихоходной и быстроходной ступеней не больше допустимых значений. Следовательно,  число зубьев шестерен и колёс подобраны правильно.

2.4 Определение геометрических размеров элементов зубчатой передачи

Определяем диаметры вершин зубьев da и диаметры впадин зубьев df по следующим формулам:

 мм ;                                        (16)

 мм ;                                     (17)

где: d – делительный диаметр колеса или шестерни;

       m – модуль зубчатой передачи.

Ширина колеса зубчатой передачи :

мм ;                                          (18)

ширина шестерни зубчатой передачи :

мм                                        (19)

где  – коэффициент ;  – межосевое расстояние тихоходной (быстроходной) ступени.

Пользуясь формулами  находим геометрические размеры элементов зубчатой передачи:

Для тихоходной ступени:

Делительный диаметр колеса: d==330 мм;

               диаметр вершин зубьев колеса: da =330+2∙2=334 мм;

диаметр впадин зубьев колеса: df =330-2,4∙2=325,2 мм;

ширина колеса: bк=0,5∙225 = 112,5 мм.

Округляем bк  до стандартного значения:  bк = 110 мм.

Делительный диаметр шестерни: d= 120 мм;

диаметр вершин зубьев шестерни da =120+2∙2=124 мм;

диаметр впадин зубьев шестерни df =120-2,4∙2=115,2 мм;

ширина шестерни: bш=110+4=114 мм.

Округляем bш  до стандартного значения:  bш = 120 мм.

 

Для быстроходной ступени:

Делительный диаметр колеса: d= 312 мм;

диаметр вершин зубьев колеса: da =312+2∙2=316 мм;

диаметр впадин зубьев колеса: df =312-2,4∙2=307,2 мм;

ширина колеса: bк=0,5∙200 =100 мм;

Округляем bк  до стандартного значения:  bк = 100 мм.

делительный диаметр шестерни: d=  мм;

диаметр вершин зубьев шестерни da =88+2∙2=92 мм;

диаметр впадин зубьев шестерни df =88-2,4∙2=83,2 мм;

ширина шестерни: bш=100+4=104 мм.

Округляем bш  до стандартного значения:  bш = 105 мм.

Расстояние между деталями передач и стенками корпуса ( см. эскизный проект):  мм, округляем до стандартного значения a =13 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс:

                 мм,  округляем до 52 мм.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс:

                  мм.

2.5 Определение диаметров валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

Для быстроходного вала

мм ;

мм,

округляем до стандартного значения внутреннего диаметра

=45 мм; подшипника

мм.

Для промежуточного вала

мм, округляем до

стандартного значения =48 мм;

мм, округляем до

стандартного значения =53 мм;

мм, округляем до

стандартного значения =60 мм;

мм, округляем до

стандартного значения внутреннего диаметра подшипника

                                        =40 мм.

Для тихоходного вала

мм,  округляем до

стандартного значения =55 мм;

мм; округляем до

стандартного значения =65 мм;

мм; округляем до

стандартного значения =70 мм;

мм,

где:  – диаметр вала под муфту;  – диаметр вала под подшипником;  – диаметр вала под колесом;  – диаметр буртика колеса; – диаметр буртика подшипника; r – координата фаски подшипника; tвысота буртика; и – моменты на  тихоходном и промежуточном валах соответственно.

2.6. Определение усилий зубчатой передачи.

                                                                  Силы, действующие в зубчатой передаче показаны на рис. 2

Находим окружную силу :

                                                                                      (20)

Н

Радиальная сила :

                                        ;                                                   (21)

 H

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

                            (22)

где для прямозубых колес

Степень точности передачи принимают по табл. 2.5  зависимости от окружной скорости колеса:

                                                    (23)

                                

степень точности выбираем равной 9.

где коэффициент концентрации нагрузки, (табл. 2.6);                                                            

    коэффициент динамической нагрузки, (табл. 2.7);

    ;

   коэффициент формы зуба, (табл. 2,8);  

    эквивалентная окружная сила.

                                                      (24)

где коэффициент долговечности,

                                   Н

Подставляем значения формул  получим:

                  

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

                                    (25)

где для прямозубых колес ;                                    ;

                                             (табл. 2.3);              ;

                                            (табл. 2.9);             

2.8.  Строим эпюры сил и моментов в двух проекциях:

 

Найдём реакции опор:

Н ;

 

                       Н.

Момент на валу:

Н·м.

                                                       

 

Найдём реакции опор:

Н ;

 

Н.

Момент на валу:

Н·м.

Максимальный изгибающий момент:

                    

Находим реакции опор:

                    

                   

2.8

 

Расчет на стационарную прочность;

                                                                       (26)

Рассчитываем максимальные напряжения при изгибе кручении;

                                          (27)

                                                                                         (28)

где   - момент сопротивления при изгибе;

        - момент сопротивления  при кручении.

м3

м3

Подставляя полученные значения в формулы  получим:

                                   Н/м2 

                                   Н/м2.

Проведем проверку вала  на прочность по третьей теории прочности:

Подставляем полученные значения в формулу :

                                                                               

Па

Получаем, что , что удовлетворяет условию прочности

3.  РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

3.1 Коэффициент запаса прочности по изгибу:

                                                        (29)

где:   , так как цикл нагрузки симметричный;

                                                         (30)

где:   – предел выносливости вала по нормальным напряжениям в  рассматриваемом  сечении;

– предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле  изгиба,  Па;

– коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

                           (31)

где: – эффективный коэффициент концентрации напряжений,  (табл 10.9);

–коэффициент влияние шероховатости,  (табл. 10.4);

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения,  (табл. 10.5).

Подставляя значения из таблиц в формулы  получим:

                            

                                         

                                          

3.2 Коэффициент запаса прочности по кручению:

                                                            (32)

где:  ; (табл. 10.2),

        ,

                                                           (33)

где:  

– предел выносливости вала по касательным напряжениям в                рассматриваемом  сечении;

  – предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле  кручения, Па (табл. 10.2) ;

 – коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

                                       (34)

где:  – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

          (табл. 10.9);  

–коэффициент влияние шероховатости,  (табл. 10.4);

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

         (табл. 10.5).

Подставляя значения из таблиц в формулы  получим:

                                         

                                        

3.3 Суммарный коэффициент запаса прочности:

                                                        (35)

                                           

4. РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

ТИХОХОДНОГО ВАЛА

Так как в редукторе применяются прямозубые зубчатые передачи, выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные типа 213 по ГОСТ 8338-57.

Рис. 5

Радиальная нагрузка на подшипники:

                                                                                        (36)                                                                                                                                                             

Найдём радиальные нагрузки на каждый из подшипников:

                    

                   

Определение радиальных реакций:

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для радиальных подшипников эта точка расположена на середине ширины подшипника. Осевая сила нагружающая подшипник,  равна внешней осевой силе  действующей на вал.                    

Дальнейший расчёт ведём по максимальной силе .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

                                 ;                                     (37)                                                                                                                                                       

где

–коэффициент вращения, =1;

–коэффициент безопасности,  =1,5  (табл. 7.3);

– температурный коэффициент, =1, Х=0,56, Y=0.

Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник:                                             

                                                                                              (38)                                                                                                                                                                        

где

режим работы,

                                           Н

                                                                                       

Подставляя значения формул  получим:

                                  Н

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника:

                                               ;                                  (39)                                                                                                                                                                                        

где:

– требуемая долговечность, определяемая режимом и продолжительностью работы, часов;

 n – число оборотов тихоходного вала, n =75 об/мин;

 p=3 для шариковых подшипников.

Н =14,22 кН

для данного типа подшипников  кН

                                                 14,22 кН< 34,7 кН

Таким образом, < , подшипниковый узел работоспособен.

5. ВЫБОР МУФТЫ НА БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ

Муфта необходима для передачи вращающего момента от электродвигателя к редуктору. Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода. Выбираем муфту по диаметру вала и максимальному моменту. Так как крутящий момент на валу 91,38 Н∙м, то выбранный тип муфты – упругая втулочно-пальцевая МУВП  МН1  с Mmax=20 кгс по ГОСТ 2229-55.  

                                                      (40)

где:  z-число пальцев;

D-диаметр расположения пальцев ,м;

d-диаметр пальца,м;

l-длина упругого элемента,м

=2МПа

                                                  0,5МПа2МПа

6. ПРОВЕРКА ШПОНОК НА СМЯТИЕ

Для передачи вращающего момента от вала к зубчатому колесу или муфте используются призматические шпонки. Шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала и рассчитываются на смятие. Взаимное положение шпонки и вала, а так же силы, действующие на шпонку, во время работы показаны на рис.6.

                                                                                       Рис.6

Напряжение, возникающее в шпонке:

 ;                                                (41)

где:  h – высота шпонки; ℓ - длина шпонки; P – силы, действующие на шпонку,

  ;                                                     (42)

где: Т – вращающий момент на валу;

d – диаметр вала в месте установки шпонки.

Подставляя формулу (56) в формулу (55) получим:

                                                                                         (43)

Условием работоспособности шпонки будет:

                                               ;                                                (44)

где – допускаемое напряжение,  МПа.

Проверка шпонки колеса тихоходного вала: Шпонка 16×10×56  

ГОСТ 23360-78

МПа,  

                                           .

Таким образом, шпонка удовлетворяет условию (44)

7. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на быстроходный вал устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала,  затем  устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Допускается осевое смещение валов до ±3 мм, радиальное смещение валов до 0,3 мм, перекос валов до 0,3/100 мм/мм.

После этого ставят крышки подшипников. Регулировка зазоров в подшипниковых узлах осуществляется подбором металлических прокладок, устанавливаемых между корпусом и крышкой подшипника. Затем, проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

После этого ввёртывают пробку сливного отверстия с прокладкой и заливают масло.

8. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Для смазки редуктора применена картерная система. В картер редуктора заливается масло, так чтобы венцы колес были в него погружены. При вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла, которая покрывает поверхность деталей внутри корпуса, а также смазывает подшипники.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип выбора 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.

Находим окружную скорость колеса в м/с:

                                                                         (45)

где:     dкделительный диаметр колеса, dк= 0,33 м;

n – число оборотов тихоходного вала, n= 75 об/мин.

Таким образом, окружная скорость колеса:

м/с

По скорости и контактным напряжениям по таблице 11.1 [1] находим рекомендуемую кинематическую вязкость масла  м2/с, затем по таблице 11.2 [1] определяем марку масла – Индустриальное И-30А.

Уровень масла выбираем таким образом, чтобы он находился в пределах от m до 0,25dк, где m – модуль зубчатого зацепления; dкделительный диаметр колеса.

Находим объем заливаемого в редуктор масла:

                                                                                              (46)

где: a, b, c –длина, ширина и высота внутренней полости корпуса редуктора, соответствующие уровню заливаемого масла.

м3 = 10 л.

Принимаем объем заливаемого масла 10 л.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен щуп.

При работе редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло  необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с резьбой.

Периодичность замены масла – один раз в год.

 

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов – 4-е изд., перераб. и  доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975. – 551с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

55631. Роде мій красний, роде мій прекрасний 104 KB
  Підготувати інсценізації казки Колобок Декламатори. Казка Колобок Наперед виходять Дід Баба Мати Батько Колобок ведучий. Так і прозвали його Колобок. Та й покотився Колобок по дорозі.
55632. Фонетика. Орфоепія. Графіка. Орфографія 1.2 MB
  Додаток Кожен учень отримує картку з певною буквою алфавіту виконує завдання запропоновані на картці а потім захищає свою букву. Це завдання можна використати при повторенні даної теми при підготовці до контрольної роботи а також як завдання на контрольну роботу.
55633. РІДНА МОВА В ПЕДАГОГІЧНІЙ СИСТЕМІ К.Д.УШИНСЬКОГО І В СУЧАСНІЙ ШКОЛІ 95.5 KB
  Ушинський надавав питанням вивчення рідної мови розвитку в дітей природженої здібності яку називають даром слова. Навчати дітей рідної мови радив на кращих зразках народної творчості билинах піснях казках...
55635. Римська республіка у ІІ-І ст. до н.е 182.5 KB
  Мета: ознайомити учнів із протиріччями римського суспільства в II ст. до н.е, політичною ситуацією в Римі в І ст. до н.е; розвивати вміння аналізувати діяльність історичних осіб(реформаторська діяльність братів Граків, диктатура Сулли); розглянути причини і перебіг повстання Спартака...
55636. Правовий ринг 39 KB
  Цією мовою розмовляли Юлій Цезар і Цицерон, Юліан Клавдій і Корнелій.У V ст.вона стала вмирати. Цією мовою написані «Пакти й Конституції законів та вольностей Війська Запорозького. Сьогодні цією мовою користується медицина.(Латинська).
55638. Работа с фрагментами рисунка 291 KB
  Цели урока: Образовательная: отработка навыков работы с графическим редактором; повторение и закрепление навыков умения работать с инструментами научить составлять рисунок используя несколько одинаковых фрагментов рисунка...