87032

Проектирование привода цепного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет быстроходного вала на прочность. Расчет тихоходного вала на прочность. Расчет приводного вала на прочность. Принцип действия привода заключается в следующем: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с помощью ременной передачи; с выходного вала редуктора через упругую муфту на приводной вал.

Русский

2016-09-14

752.5 KB

2 чел.

Московский государственный технический университет им. Н. Э. Баумана

                                     Кафедра «Детали машин»

Привод цепного транспортера

                                 Пояснительная записка

                       ДМ 14-07.00.00 ПЗ

Студент Лавров П.Б. Группа Э2-61

Руководитель проекта                Гудков В.В.

                                              2006 г.


Содержание

[0.0.0.1]                                  Пояснительная записка

[1]
Техническое задание

[2]
Введение

[3]
1. Кинематический и энергетический расчет

[3.1] 1.1. Выбор электродвигателя

[4] 2. Проектирование червячного редуктора

[4.1] 2.1. Расчет параметров передачи на ЭВМ

[5] 3. Эскизное проектирование.

[5.1] 3.1. Проектные расчеты валов.

[6] Исходные данные:

[7] Крутящий момент в поперечных сечениях  валов:

[7.1] 3.2. Расчет подшипников качения на заданный ресурс.

[7.2] 3.2.2. Тихоходный вал (вал червячного колеса).

[7.3] 3.2.3. Приводной вал.

[8] 4. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

[8.1] 4.1. Расчет быстроходного  вала на прочность.

[8.2] 4.2. Расчет тихоходного  вала на прочность.

[8.3] 4.3.  Расчет приводного  вала на прочность.

[9] 5. Проверочные расчеты соединений редуктора

[10] 6. Смазочная система. Выбор смазочных материалов.

[11] 8. Заключение


Техническое задание


Введение

Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода ленточного транспортера, составными частями которого являются электродвигатель, ременная передача с натяжным устройством, червячный редуктор, муфта и сварная рама для их крепления.

Принцип действия привода заключается в следующем: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с помощью ременной передачи; с выходного вала редуктора через упругую муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

  •  чертеж общего вида привода;
  •  чертеж редуктора (2 листа);
  •  чертеж приводного вала;
  •  рабочие чертежи деталей ;
  •  расчетно-пояснительную записку и спецификации;


1. Кинематический и энергетический расчет

Для проектирования ленточного транспортера прежде всего необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определим мощность, потребляемую движущим устройством (барабаном транспортера), оценим КПД привода. Далее уточним передаточные отношения редуктора и ременной передачи, подсчитаем вращающие моменты на валах привода. Таким образом определим исходные данные для расчета передач.

1.1. Выбор электродвигателя 

1. Оценка КПД привода hобщ:

hобщ=hрелhремhмh подш,

где hред – КПД червячного редуктора; hрем – КПД ременной передачи; hм – КПД муфты. Ориентировочные значения КПД: hчерв=0,80; hцепи=0,935; hподш=0,99, h муфты =0,985

hобщ=0,990,9850,80,985=0,768.

2. Требуемая мощность электродвигателя:

.

3. Вращающий момент и скорость вращения выходного вала:

nэл= nпрUредUрп=2618,16 об/мин

PТ=Pэhрелhрем

,

.

4. Предварительная оценка передаточных отношений.

5. Выбранный электродвигатель:

АИР100L4 – двигатель трехфазный асинхронный, исполнение IM1081, мощность PЭД=4 кВт, синхронная частота вращения 1500 мин-1, асинхронная частота вращения nдв=1410 мин-1, максимальная перегрузка 2,2.

2. Проектирование червячного редуктора

2.1. Расчет параметров передачи на ЭВМ

1. Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета червячной передачи на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу (Нм) 741

Частота вращения тихоходного вала (мин-1) 44,1

Передаточное число редуктора 32

Срок службы (час) 6000

Режим нагружения  2

Максимальная перегрузка 2,2

Количество редукторов в серии 1000

Коэффициент  теплоотдачи (Вт/м2К) 13

2. Выбор оптимальных характеристик червячной передачи .

Программа расчета деталей машин кафедры РК-3 предложила на выбор 3 вариантов червячной передачи (см. распечатку №1).

2.1.Выбор оптимального варианта по КПД:

                                           Рис.1

Анализ графика (рис. 1) показывает, что из дальнейшего рассмотрения исключаются варианты 3 в связи с низким значением КПД.

  1.  Выбор оптимального варианта по значению температуры масла.

По значению температуры у первого – 77.8, у второго 54.8.  Выбираем второй вариант.

3. Эскизное проектирование.

При эскизном проектировании определяются расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы и установки.

3.1. Проектные расчеты валов.

Исходные данные:

Крутящий момент в поперечных сечениях  валов:

Быстроходного     Tб= 26,8 Hм

Тихоходного         Tт= 741 Hм

Приводного    Tпр= 741 Hм

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

 Для быстроходного:   

dБ=45 мм

 

 

;

             

Для тихоходного:        

;

;

;

;

Для приводного:   

;

;

;

;

3.2. Расчет подшипников качения на заданный ресурс.

Для тихоходного и быстроходного валов   использую конические роликовые подшипники, установленные «враспор». Такая схема обеспечивает наибольшую жесткость, однако требует регулировки при сборке.

Для приводного вала выбираю схему, где одна опора фиксирует вал, вторая плавающая. В обеих опорах приводного вала использую сферические двухрядные подшипники.   

3.2.1.  Быстроходный вал (вал червяка).

Ft1= Fa2= 4630.6H

Fa1=Ft2= 669.7 H

Fr= 1685.4 H

Вал червяка в червячном редукторе является входным валом.

Консольной нагрузки нет, так как стоит разгрузочная втулка.

Выбираю подшипники роликовые конические легкой серии 7211А, установленные «враспор».

d = 55 мм;  r = 2,5 мм; D = 100 мм;  r1 = 0,8 мм; T = 25,25 мм; Cr = 66 кН;

В = 23 мм; Cor = 47,5 кН;    с = 20 мм; e = 0,28; Y = 2,16 Yo = 1,18

Расстояние между заплечиками вала lт= 287 мм

lп = lт+2Т =287 +2 ∙ 25,25 = 337,5 мм

l3 = lп -2a = 337,5 -2∙20,33 = 297 мм

l2 = l3/2=297/2=148 мм

Реакции опор вала червяка.

а) в плоскости XOZ

Проверка:

RАГ + RБГ - Ft1 = 0;

б) в плоскости YOZ

Рассмотрим 2 случая  (осевая сила действует в разные стороны):

   1.Осевая сила действует вправо:

MA = 0

;

MБ = 0

;

Проверка:

RАВ+RБВ-Fr=0

   1.Осевая сила действует влево:

MA = 0

;

MБ = 0

;

Проверка:

RАВ+RБВ-Fr=0

Найдем наиболее нагруженные опоры для первого и второго случая.

1.;

  RAO=0 Н ;                              RБO=4270,9 Н

 

2. .;

  RБO=0 Н  ;                                RАO=4270,9 Н

Наиболее нагруженные подшипники с RA=3274H

                                                                 RАO=4270,9 Н

Эквивалентная нагрузка:

Pr=(XνRr+YRa)KбКт=(0,4∙1137+2,16∙4270,9)1,5∙1

Pэ=0,63∙ Pr=9147,7 Н

где:

p – показатель степени уравнения кривой усталости, для

роликовых подшипников p = 10/3=3.33,

a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%,

следовательно, a1 = 1,

a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,63.

n – частота вращения кольца подшипника,

- эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник

- динамическая грузоподъёмность подшипника

Cпот< Cr

Подшипники 7211А подходят.

3.2.2. Тихоходный вал (вал червячного колеса).

Выбираю подшипники роликовые конические легкой серии 7214А, установленные «враспор».

d = 70 мм;  r = 1,5 мм; D = 125 мм;  r1 = 2 мм; T = 25 мм; Cr = 108 кН;

В = 23 мм; Cor = 78 кН;    с = 20 мм; e = 0,4; Y = 1,5 Yo = 0,8

Расстояние между заплечиками вала lт= 122 мм

lп = lт+2Т =122 +2 ∙ 25 = 172 мм

l3 = lп -2a = 172 -2∙25,6 = 120,8 мм

l2 = l3/2=120,8/2=60,4 мм

 Реакции опор вала червячного колеса.

а) в плоскости XOZ

Проверка:

RАГ + RБГ - Ft1 = 0;

б) в плоскости XOY

Рассмотрим 2 случая  (осевая сила действует в разные стороны):

   1.Осевая сила действует вправо:

MA = 0

;

MБ = 0

;

Проверка:

RАВ+RБВ-Fr=0

   1.Осевая сила действует влево:

MA = 0

;

MБ = 0

;

Проверка:

RАВ+RБВ-Fr=0

Консольная нагрузка от комбинированной муфты  на тихоходном валу:

RАК=1138 Н

RБК=1938,46 Н

Найдем наиболее нагруженные опоры для первого и второго случая.

1.;

  RAO=0 Н ;                              RБO=2217,7 Н

 

2. .;

  RБO=0 Н  ;                                RАO=2217,7 Н

Наиболее нагруженные подшипники с RA=6533 H

                                                                 RАO=2217,7 Н

Эквивалентная нагрузка:

Pr=νRrKбКт=1∙6533∙1,5∙1=9799,5

Pэ=0,63∙ Pr=6174 Н

где:

p – показатель степени уравнения кривой усталости, для

роликовых подшипников p = 10/3=3.33,

a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%,

следовательно, a1 = 1,

a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,63.

n – частота вращения кольца подшипника,

- эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник

- динамическая грузоподъёмность подшипника

Cпот< Cr

Подшипники 7214А подходят.

3.2.3. Приводной вал.

Консольная сила от жестко-компенсирующей муфты   Fкон=1361 Н

Окружная сила на барабане  Ft= 3300 H

Ft1= Ft2 =3300/2=1650 Н

l1 = 120 мм; l2 = 125 мм;  l3 = 125 мм;  l4 = 750 мм;

Реакции опор приводного вала.

а) От окружной силы

MА = 0

б) От радиальной силы

MА = 0

Fr=3∙Ft=9900 Н

в) от консольной силы:

MА = 0

Суммарные реакции опор:

Более нагружена опора А.

Выбираю шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник 1311.

d = 60 мм r = 2,5 мм

D = 110 мм Cr = 39,0 кН

В = 22 мм Cor = 15,5 кН

e = 0,2 Yo = 3,57

RА=7296 Н

расчёт эквивалентной нагрузки будем вести по формуле:

V – коэффициент вращения ( V=1 всегда в случае сферических подшипников)

- коэффициент безопасности (= 1.5 в нашем случае)

- температурный коэффициент (=1 в нашем случае)

Pэ=0,63∙ Pr=6894,72 Н

где:

p – показатель степени уравнения кривой усталости, для

шариковых подшипников p = 3,

a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%,

следовательно, a1 = 1,

a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,63.

n – частота вращения кольца подшипника,

- эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник

- динамическая грузоподъёмность подшипника

Cпот< Cr

Определение расчетного ресурса подшипника

 Требуемый ресурс работы подшипника L = 6000 часов

 L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cпот/Pэ)p,

 где  p – показатель степени уравнения кривой усталости, для    

 роликовых подшипников p = 10/3,

 a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%,    

 следовательно a1 = 1,

 a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия  

 смазки подшипника. a23 = 0,7.

 L10h = 1*0,7 *(106/60*44)*(25249/6894)3,33  80 000часов.

 L10h  =80000 часов L = 6000 часов.

Шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник 1311 подходит.

3.3. Выбор посадок колец подшипников.

Внутренние кольца подшипников подвержены циркуляционному нагружению, наружные – местному. Для фиксирующей опоры червяка RE/Cr=9147,7/66000=0,138, следовательно, поле допуска вала при установке подшипника – k6.

Так как наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению, то  поле допуска отверстия -  Н7.

Поле допуска вала колеса при установке подшипника – к6.

Так как наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению, то  поле допуска отверстия -  Н7.

Для плавающей опоры приводного вала RE/Cr=6894/39000=0,176. Выбираем поле допуска вала. Поле допуска вала при установке подшипника – k6, поле допуска отверстия -  Н7.

4. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передаются через насажанные на них детали: зубчатые колеса, барабан и муфту. При расчетах принимают, что насажанные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному  циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали – 45, 40Х.      

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

В расчете используется коэффициент перегрузки:

Кп = Тmax/Т, где

Тmax - максимальный кратковременно действующий вращающий  момент (момент перегрузки),

Т – номинальный (расчетный) вращающий момент.

Для выбранного двигателя Кп = 2,2

По рассчитанным ранее реакциям в опорах и известных силах, действующих на валах строят эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящего момента. Данные эпюры приведены в расчётных схемах.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

При анализе эпюры изгибающих моментов, выделяют сечения, представляющие опасность, оценку их значимости производят по величинам нормальных и касательных напряжений.

Расчёт ведётся по формулам:

,      , где:

 - суммарный изгибающий момент, Нм;

MX, MY, MK – соответственно изгибающие моменты от горизонтальных, вертикальных и консольной сил, Нм;

- крутящий момент, Нм;

- осевая сила, Н;

W, Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб и кручение, мм3;

A – площадь поперечного сечения, мм2;

После определения нормальных и касательных напряжений переходят к расчёту частных коэффициентов запаса по ним с использованием соотношений:

Sт = т/,  Sт = т/, где

т, т – пределы текучести материала вала.

Затем рассчитывают общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

,

И проверяют условие: ST ≥ [ST] = 1,3 .. 2

4.1. Расчет быстроходного  вала на прочность.

Исходные данные:

Ft = 3300 H; Fa =  4270,9 H; Fr= 1554,5 H;

RАВ =1302,75  Н;  RАГ = RБГ = 1108,85 Н; RБВ = 251,75 Н;

 l2 =157 мм; l3 = 315 мм; d1 = 55 мм

Марка стали быстроходного вала – Сталь 40ХГ

Для заготовки диаметром < 120  мм:

4.1.1. Построение эпюр моментов.

Для построения эпюр определяю значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала. (сечения А, Е, Б, Д)

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение А: Мх = 0

Сечение Е:  слева Мх = RАВ l2 =750,46 ∙ 157 ∙ 10-3 = 166,75 Нм

                    справа                 Мх =32,24 Нм

Сечение Б:  Мх = 0

Горизонтальная плоскость (ХOZ):

Сечение А: Мy = 0

Сечение Е:   Мy = RАГ l2 = 1108,85  ∙ 125 ∙ 10-3 = 141,9 Нм

Сечение Б: Мy = 0

Передача вращающего момента происходит со стороны входного участка до середины червяка: Мк = 56,9 Нм

В соответствии с эпюрами изгибающих  Мх, Мy и вращающего Мк моментов наиболее опасным сечением является  сечение Е.

4.1.2. Расчет сечения Е на статическую прочность.

Результирующий изгибающий момент в этом сечении:

;

Эквивалентное напряжение:

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки

Кп = 2,2

Статическая прочность вала в  сечении Е обеспечивается.

4.1.3. Расчет сечения Е  на сопротивление усталости.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности.

,

При этом проверяют условие: S ≥ [S] = 1,3 .. 2, здесь:

S, S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые  по зависимостям:

,    

           a, a – амплитуды напряжений цикла,

           m, m – средние напряжения цикла,

D, D – коэффициенты чувствительности к асимметрии             цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что напряжения изменяются  по симметричному циклу нагружения:a = и и m = 0,а касательные напряжения – по отнулевому циклу:a = к /2 и m = к/2.

Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:

  

Sт = т/a,    т = 750 МПа ( для стали 45ХГ и dзаг < 80 мм ).

Sт = т/a,      т  = 450 МПа ( для стали 45ХГ и dзаг < 80 мм ).

Sт = 750/21,5=34,88  Sт = 450/1,4=321,4

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

  [Sт] = 1,3…2

Сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.

4.2. Расчет тихоходного  вала на прочность.

Исходные данные:

Fa =  2217,7 H;  Ft = 4270,9 H;  Fr=  H; Fкон =1361 H

l1 = 130 мм; l2 = 70 мм;  l3 = 145 мм;

RAВ = 4068.25 Н;  RАГ = RБГ = 2135,45 Н; RБВ = 2514,11 Н; 

Марка стали тихоходного вала – Сталь 45.

Для заготовки диаметром ≤80  мм:

4.1.1. Построение эпюр моментов.

Для построения эпюр определяю значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала. (сечения А, Е, Б, Д)

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение А: Мх = 0

Сечение Е:  слева Мх = RАВ l2 =4068,25 ∙ 70 ∙ 10-3 = 211,55 Нм

                   справа                  Мх = 130,73 Нм

Сечение Б:  Мх = 0

Горизонтальная плоскость (ХOZ):

Сечение А: Мy = 0

Сечение Е:   Мy = RАГ l2 = 2135,45 ∙ 70∙ 10-3 = 111,04 Нм

Сечение Б: Мy = 0

Нагружение от муфты:

Сечение Д: Мм = 0

Сечение Б: Мм = Fм l1= 800 ∙ 130  ∙ 10-3= 118,4 Нм

Сечение Е: Мм = 59,2Нм

Сечение А: Мм = 0

Передача вращающего момента происходит от середины червячного колеса до выходного участка: Мк = 659,2 Нм

В соответствии с эпюрами изгибающих  Мх, Мy и вращающего Мк моментов наиболее опасным сечением является  сечение Е.

4.1.2. Расчет сечения Е  на статическую прочность.

Результирующий изгибающий момент в этом сечении:

;

Эквивалентное напряжение:

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки

Кп = 2,2

Статическая прочность вала в  сечении Е обеспечивается.

4.1.3. Расчет сечения Е  на сопротивление усталости.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности.

,

При этом проверяют условие: S ≥ [S] = 1,3 .. 2, здесь:

S, S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые  по зависимостям:

,    

           a, a – амплитуды напряжений цикла,

           m, m – средние напряжения цикла,

D, D – коэффициенты чувствительности к асимметрии             цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что напряжения изменяются  по симметричному циклу нагружения: a = и и m = 0, а касательные напряжения – по отнулевому циклу: a = к /2 и

m = к /2.

Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:

  

Sт = т/a,    т = 650 МПа ( для стали 45 и dзаг < 80 мм ).

Sт = т/a,      т  = 390 МПа ( для стали 45 и dзаг < 80 мм ).

Sт = 650/5,93=109,6  Sт = 390/3,28=98

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

  [Sт] = 1,3…2

Сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.

4.3.  Расчет приводного  вала на прочность.

Исходные данные:

Консольная сила, действующей со стороны муфты, Fкон= 1361 H

Окружная сила Ft= 3300 H

Ft1= Ft2 =3300/2=1650 Н

RАВ = RБB=6000 Н; RАГ = RВГ2000Н

l1 = 100 мм; l2 = 350мм;  l3 = 750 мм;

Марка стали приводного вала – Сталь 45.

Для заготовки диаметром <80  мм:

4.3.1. Построение эпюр моментов.

Для построения эпюр выделяем три опасных сечения А,Б, Е.

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение А:   Мх = 0 Нм

Сечение Е:   Мх = RАB  l2=108 Нм

Сечение Г:   Мх = RАB  l2=108 Нм

Сечение Б:  Мх =0

Горизонтальная плоскость (ХOZ):

Сечение А:   Мy = 0 Нм

Сечение Е:  Мy = RАГ  l2 =90 Нм

Сечение Г:  Мy = RАГ  l2 =90 Нм

Сечение Б:  Мy =0

Нагружение от муфты:

Сечение А: Мм = Fм l1= 96 Нм

Сечение Е: Мм = 65,14Нм

Сечение Г: Мм = 31Нм

Сечение Б: Мм = 0

В соответствии с эпюрами изгибающих  Мх, Мy и вращающего Мк моментов наиболее опасным сечением является  сечение  Е.

4.3.2. Расчет сечения Е на статическую прочность.

Результирующий изгибающий момент в этом сечении:

Сечение со шпоночным пазом:

d = 70 мм;       h= 12 мм;  b=20 мм

Эквивалентное напряжение:

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки Кп = 2,2

4.3.3. Расчет сечения Е на сопротивление усталости.

Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:

Sт = т/a,    т = 650 МПа ( для стали 45 и dзаг < 80 мм ).

Sт = т/a,      т  = 390 МПа ( для стали 45и dзаг < 80 мм ).

Sт = 650/6,69=97,16; Sт = 390/5,12=76,17

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

  [Sт] = 1,3…2

Сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.

5. Проверочные расчеты соединений редуктора

5.1. Шпоночное соединение

Общий вид и основные параметры шпоночного соединения (шпонка – призматическая) представлены на рисунке.

Напряжения смятия определяются выражением:

, где:

σсм – напряжение смятия шпонки, возникающее в соединении,

lраб – рабочая длина шпонки,

Ti – крутящий момент на рассматриваемом валу,

d – номинальный диаметр рассматриваемого вала,

k – глубина врезания шпонки в ступицу.

см] – допустимое напряжение смятия материала шпонки.

k = 0.47h в случае d > 40 мм и k = 0.43h в случае d ≤ 40 мм.

При проектном расчете определяется рабочая длина шпонки:

Шпоночное соединение  тихоходного вала и муфты комбинированной.

Диаметр вала: d = 55 мм;

Передаваемый момент: T=741 Нм

Тип шпонки - призматическая;

Размеры шпонки по диаметру вала:

b=16 мм; h=10 мм;

[s]см=110 Н/мм2;

Стандартная длина шпонки l =lp+b= 44,7+16= 59мм

Берем длину шпонки  – 80 мм

Обозначение:

«Шпонка 16x10x80  ГОСТ 23360-78»

Шпоночное соединение  быстроходного вала и муфты упругой.

Диаметр вала: d = 45 мм;

Передаваемый момент: T=26,8 Нм

Тип шпонки - призматическая;

Размеры шпонки по диаметру вала:

b=14 мм; h=9 мм;

[s]см=110 Н/мм2;

Стандартная длина шпонки l =lp+b= 44,7+16= 59мм

Берем длину шпонки  – 60 мм

Обозначение:

«Шпонка 14х9х60 ГОСТ 23360-78»

Шпоночное соединение   муфты комбинированной и приводного вала.

Размеры такие же как и в соединении тихоходный вал и муфта комбинированная

«Шпонка 16х10х80 ГОСТ 23360-78»

Шпоночное соединение приводного вала и звездочки:

Диаметр вала: d=70 мм;

Передаваемый момент: T=741Нм

Тип шпонки - призматическая;

Размеры шпонки по диаметру вала:

b=23 мм;

h=15 мм;

[s]см=110 Мпа;

Стандартная длина шпонки l =lp+b= 30,3+10=40,3 мм

Выбираю длину шпонки – 55мм

Обозначение:

«Шпонка 23х15х55 ГОСТ 23360-78»

6. Смазочная система. Выбор смазочных материалов.

Для смазывания редуктора  применяю смазочную систему с жидким смазочным материалом, а для смазывания муфты – с пластичным смазочным материалом.

Зубья редуктора погружены в масло, залитое в картер редуктора.

Объем масляной ванны принят с тем расчетом, чтобы обеспечить отвод выделяющейся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса.

Червяк  при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло 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.

Принимаю погружение витков червяка в масло на глубину 5 мм, т.к. я использовал разбрызгиватель.

Ориентировочно необходимая вязкость смазочного материала определяется по эмпирической формуле:

где:

ν1 – рекомендуемая вязкость при Vск = 1м/с (для червячных передач ν1 = 300 мм/с);

Vск – скорость скольжения.

Для смазки принимаю масло марки Масло И- Г -С-220 ТУ 38 101413-78 с номинальной кинематической вязкостью 14мм2/с при температуре 1000 .

Объем масла Vм при смазывании окунанием:

Vм  = 5 л

Для смазки на приводном валу выбираю антифрикционную пластичную смазку Литол-24 ТУ 21150-75, используемую при рабочих температурах -40…1300. для высокоскоростных подшипников.

7. Расчет муфт.

7.1. Расчет муфты комбинированной:

Но 360/15=24 , поэтому увеличиваем dc=5,3, тогда z=24

Расчет на срез предохранительных стержней

7.2.  Выбор и проверочный расчет упругой муфты

Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора и устранения неизбежных перекосов валов применяем муфту с торообразной   оболочкой.

Коэффициент режима работы  k=1,1…..1,4- при спокойной работе

Tб=26,8 НМ   n=1410 об/мин

Расчет производится по условию несдвигаемости:

Tk=k*Tб  Tk=1,4*26,8 =  40,04  HM

Определим силу затяжки болтов, крепящих торообразную оболочку к полумуфте:

          Fзат=K*Tk / z*f*Dm    где предполагаем z=4 – число болтов

 f=0,3 – коэф-т трения резина сталь  

 Dm=(D1+D2)/2=112,5 мм – средний диаметр

Fзат=1,5*40,04*103 / 4*0,3*112,5=600,4 H 

 dболта=( Fзат*4*1,3/*p)1/2=(600,4*4*1,3/3,14*148)1/2=2,59 мм

  p – для болтов класса прочности 3.6  т=200 МПа  ST=1,1….1,5

p=200/1,35=148 Мпа

Принимаем болты d=8 мм – найденного выше числа болтов хватит с запасом.

8. Заключение

В результате выполнения курсового проекта   спроектирован привод цепного транспортера.

Разработан эскизный проект, выполнены расчеты, предложены принципиальные конструктивные решения, дающие представление о габаритах и основных параметрах привода.

Разработан технический проект, в котором представлены чертежи сборочных единиц и общего вида.

Разработан рабочий проект с чертежами отдельных деталей, спецификации.

Разработана пояснительная записка, содержащая описание спроектированного червячного редуктора  и цепной передачи с предохранительным устройством.

9. Список используемой литературы:

  1.  “ Конструирование узлов и деталей машин”

П.Ф.Дунаев  О.П.Леликов

  1.  “Детали машин”  Д.Н.Решетов
  2.  Атлас по деталям машин т.1,2  Д.Н.Решетов


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

60767. Село моє – найкраще місце на землі 1.06 MB
  В селі випалювали різні гончарні вироби у печах, які називалися горни. Звідси пішла назва Угорники.
60768. Апаратне і програмне забезпечення комп’ютерних мереж 215 KB
  Ознайомити з поняттям комп’ютерної мережі. Розповісти про класифікацію комп’ютерних мереж. Розвивати інформатичну компетентність учнів пам’ять; Виховна.
60769. В.Нестайко „Космонавти з нашого будинку” 41.5 KB
  Де відбуваються події твору Хто вони де живуть навчаються б аналіз змісту. Вибіркове читання. Чому діти перестали товаришувати Що робила Натка щоб довести що вона не гірша за хлопців Які риси характеру...
60770. Моделирование мебели в 3D – кровать 846.5 KB
  Далее выделите обе плоскости рамкой кликните по ним правой кнопкой мыши и выберите Object Properties Свойства объекта. Закройте окно и заморозьте объекты Right click Freeze Selection 3D мебель...
60772. Кандидатская диссертация. Практическое пособие 1020.5 KB
  Диссертация должна давать научную информацию в наиболее полном виде, обязательно раскрывая результаты и ход изыскания и детально описывая методику исследования. Полнота научной информации должна находить свое отражение и а том...
60773. ДОБРОТА ИСТИННАЯ И ДОБРОТА ЛОЖНАЯ 52 KB
  Формирование нравственных качеств: умения дружить умение отличать доброту истинную от доброты ложной. Оборудование: Карточки со словами для пословиц добрые добрых добро добро доброе...
60775. Корпоративные информационные системы SAP R 3 352 KB
  Основная цель внедрения ERP-системы — организация эффективного управления предприятием, опирающегося на стратегию его развития — важнейшая и то же время весьма непростая задача. Для ее реализации нужна единая интегрированная платформа, охватывающая все бизнес-процессы предприятия и сочетающая в себе новейшие управленческие и информационные технологии.