87037

Разработка привода цепного конвейера, включающего электродвигатель, зубчатый редуктор, и цепную передачу

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчёт конической прямозубой передачи. Расчёт цилиндрической косозубой передачи. Расчёт цилиндрической косозубой передачи. Требуется выбрать электродвигатель рассчитать зубчатые передачи спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений подшипников разработать общий вид редуктора разработать рабочие чертежи деталей.

Русский

2015-04-13

1.04 MB

1 чел.

   Реферат

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» содержит 4 листа формата А1, 1 лист формата А2, 1 лист формата А3, 2 листа формата А4,1  пояснительную записку на  49 листах формата А4, включающую  13 рисунков и  10 таблиц.

ПРИВОД, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, МУФТА,  ВАЛ, РЕДУКТОР, ПОДШИПНИК, ШПОНКА, СМАЗКА.
Целью курсового проекта является разработка привода цепного конвейера, включающего электродвигатель, зубчатый редуктор, и цепную передачу. Указанная цель достигается путём разработки редуктора, выбора электродвигателя, расчёта зубчатых передач, проектирования и проверки шпоночных соединений, подшипников, разработки общего вида редуктора, рабочих чертежей деталей.

При оформлении РПЗ была использована программа Microsoft Word 2000 SR-2 и    редактор формул Microsoft Equation 3.0., для выполнения графической части- Kompas 7+.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………….…5

1. Кинематический и силовой расчёт привода……………….…………………..….6

2. Расчёт зубчатых передач ……………………………………………………….....10

   2.5. Расчёт конической прямозубой передачи 1-2……………………….………16

   2.6. Расчёт цилиндрической косозубой передачи 3-4………………………...….20

   2.7. Расчёт цилиндрической косозубой передачи 5-6…………………………....24

3 Компоновка редуктора……………………………………………………………...27

  3.1 Конструктивные элементы корпуса……………………………………………27

  3.2 Ориентировочный расчёт валов………………………..………………………28

  3.3 Подбор подшипников…………………………………………………………...32

4. Выбор и проверка шпонок…………………………………………………………32

5. Проверочный расчёт подшипников и уточнённый расчёт валов………. …….. 32

 5.1 Проверка подшипников на долговечность…………………………………….34

 5.2 Уточнённый расчёт валов……………………………………………………….37

6 Выбор муфт привода……………..………………………………………………....42

   7 Выбор смазки………………………………………………………………………..43

8 Сборка и регулировка редуктора…………………………………………………..44

9 Спецификация……………………………………………………………………….45

Заключение……………………………………………………………………………48

Список использованной литературы…………………………………..…………… 49


Введение

Согласно задания требуется разработать привод цепного конвейера, состоящий из электродвигателя, трёхступенчатого редуктора и вала звёздочки   конвейера.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются  на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

   1 Кинематический расчёт привода

   1.1Схема привода

Схема привода

Рисунок 1.1

На схеме обозначены:

1 – шестерня конической передачи;

2 –  колесо конической передачи;

3 – шестерня косозубой цилиндрической передачи;

4 – колесо косозубой цилиндрической передачи;

5 – шестерня косозубой цилиндрической передачи;

6 – колесо косозубой цилиндрической передачи;

7 – вал звёздочки конвейера;

Движение от электродвигателя через муфту передаётся на входной вал редуктора, далее через коническую передачу 1-2, движение передаётся на промежуточный вал редуктора, от него через косозубую передачу 3-4, движение передаётся на промежуточный вал 4-5, от него через косозубую передачу 5-6 на выходной вал, который упругой муфтой соединен с валом звёздочки конвейера.

   

  

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’эд = Рвых / общ ,

где  Рвых –общая мощность на выходе, кВт.

общ – общий КПД привода;

общ= 1234564опм 2  где,

12 – КПД прямозубой конической передачи 1-2;

34– КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;

56– КПД косозубой цилиндрической передачи  5-6;

оп – КПД пар подшипников;

м – КПД муфты

общ = 0,96 0,97 0,97 0.994 0,982= 0,833

Рвых = Ft  V/103,  где Ft – Максимальное тяговое усилие ленты, Н ;

V – скорость транспортёра, м/с;

Рвых = 1750 0,4/103 = 0,7 кВт;

Р’эд =    

       1.2.2 Определение требуемой частоты вращения вала

   nэ.тр = nвыхi12i34i56  где, i12 – передаточное отношение передачи 1-2

   i34 – передаточное отношение передачи 3-4

   i56 – передаточное отношение передачи 5-6

   nвых – требуемая частота вращения на выходе привода

     где z-число зубьев тяговой звёздочки ,

                                   t- шаг тяговой звёздочки;

        мин-1

        nэ.д= 18,46 2,5 4 4 =738,4 об/мин

 

 

   1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:                      nэд≈ n’эд    Рэд ≥Р’эд

Выбираем электродвигатель 4А908УЗ  табл.24.9 [1]

    Рэд =1,1 кВт , nэд = 720 об/мин , d1 = 24  мм, Тmax /Т = 1,8

Эскиз электродвигателя

 

Рисунок 1.2

 

1.3 Уточнение передаточных отношений

Общее передаточное отношение равно: iобщ = nэд / nвых    

где,  nэд- асинхронная частота вращения электродвигателя;

              nвых- число оборотов выходного вала;

   iобщ=

Для конической передачи передаточное число выбираем равным 2,5, а разбивку оставшегося передаточного числа между цилиндрическими ступенями делаем по следующему принципу. В цилиндрических редукторах передаточное число каждой последующей передачи начиная от электродвигателя, должно быть на 30% меньше, чем предыдущая.

; ;  ;

    1.4Кинематический и силовой расчёт

    1.4.1 Определение мощностей на валах

                                      P1=Pэд                             Р1 = 0,84  кВт

                                      Р23 = Р1 12  п  м      Р23 = 0,84 0,96 0,99 0,98= 0,782 кВт

                                      Р45 = Р2334  п            Р45 = 0,782 0,97 0,99 = 0,751 кВт

                                      Р6 = Р4556  п              Р6= 0,751 0,970,99 = 0,721 кВт

 где Р1, Р23, Р45 , Р6 – мощности на соответствующих валах.

      Проверка:

Pвых = Р6 м  п ;  0,7 0,6997 (верно).

   1.4.2 Частота вращения валов привода

     n1 = nэд                     n1 = 720 об/мин

   n23 = n1/i12                 n23 = 720 / 2,5= 288 об/мин

   n45 = n23/i34                n45 = 288 / 4,73 = 60,89 об/мин

   n6 = n45/i56                 n6 = 60,89 / 3,30 = 18,45об/мин

n6 nвых, (проверка) 18,45 18,46 (в)

  1.  Угловая скорость вращения валов

 w 1= pn1 / 30

w 1 = 3,14 720 / 30 = 75,36 рад/с.

 w 23 = 75,36  / 30 = 30,14 рад/с.

w 45= 30,14 / 30 = 6,37 рад/с.

w 6 = 6,37/ 30 = 1,93 рад/с.

    

     1.4.4 Крутящие моменты на валах

Т1 = Р’эд103/w 1, 

Т1 = 840/ 75,36 = 11,15 Нм,

Т23 = 782 / 30,14 = 25,94Нм

Т45  = 751 / 6,37 = 117,89 Нм

Т6  =721 / 1,93 = 373,57 Нм

    Результаты кинематического и силового расчёта:

    Таблица 1.1

Вал

Передат. отношение

Р

кВт

n

об/мин

рад/с

Т

Н м

1

i12 =2,5

P1 = 0,84

n1 = 720

1 = 75,36

  T1 = 11,15

2 – 3

P23  = 0,782

n23 = 288

23 = 30,14

T23 = 25,94

i34 = 4,73

4 – 5

P45  = 0,751

n45 = 60,89

45 = 6,37

T45 = 117,89

i56 = 3,30

6

P6  = 0,721

n6 = 18,45

6 = 1,93

T6 = 373,57

     2 Расчёт  зубчатых  передач.

     2.1Схема передач; исходные данные; цель расчёта

Зубчатые передачи

Рисунок 2.1

Исходные данные: Т1 = 11,15 Н/м; Т23 = 25,94 Н/м; Т45 = 117,89 Н/м;

                                Т6 = 373,57 Н/м

1 = 75,36 об/мин;   23 = 30,14 об/мин;  45 = 6,37 об/мин;   

6 = 1,93 об/мин;

  Цель расчёта:

  1.  Выбор материала зубчатых колёс
  2.  Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
  3.  Назначение степени точности зубчатых колёс
    1.  Критерий работоспособности и расчёта передачи

    Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

-  По причине усталостной поломки зуба

-  Возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

Н < [Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

F < [F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

   2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

   Таблица 2.1

Звено

Марка

Dзаг, мм

ТО

Твёрдость

в,

МПа

т,

МПа

Сердцевина

пов-сть

Шестерня

1, 3 ,5

Сталь 40Х

до 125

Улучшение  

269..302

269..302

-

750

Колесо

2, 4,6

Сталь 45

до 125

Улучшение

235..262

235..262

-

540

   2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

[]H = 0.9  H lim / SH,

     где     SH - коэф. безопасности (SH=1.1 т.к материал с однородной структурой);

 H lim  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

H lim =H lim B KHL,

где H lim в - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм2;

KHL - коэффициент долговечности.

KHL =,

где  NHO – базовое число циклов перемены напряжений;

N – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

H lim B = 2ННВ +70   табл. 2.2 [2]

H lim B 1,3,5= 2269 + 70 = 608 МПа

H lim B 2,4,6= 2235 + 70 = 540 МПа

NHO = 30 HB 2.4

NHO1 = NHO3 =NHO5 =30 269 2.4 = 20348234,16

                                NHO2= NHO4= NHO6 =30 235 2.4 = 14712420,33

                                  NHE = 60 n c t  ,

где с – число вхождений зацепления зуба за 1 оборот;

 n – частота вращения вала, об/мин ;

t - суммарное время работы передачи:

t = Lгод  365 Кгод 24 Ксут,

где  Lгод – срок службы передачи;

Кгод – коэффициент использования передачи в течении года;

Ксут – коэффициент использования передачи в течении суток.

t = 5 365 0,84 24 0,67 = 23477 часов

NHE 1 = 60 720 1 23477 (130,3 + 0,430,7) = 349698366,7

NHE 2= NHE 3 =  60 288 1 23477 (130,3 + 0,430,7)  =  139879346,7

NHE 4= NHE 5 =  60 60,89 1 23477 (130,3 + 0,430,7)  =  29573796,6

 NHE 6 =  60  18,45  1 23477 (130,3 + 0,430,7)  =  8961020,65

Т.к NHE  >   NHO  для всех колёс и шестерней кроме NHE 6  NHO6 ,

То принимаем KHL=1 ,а для 6 колеса  KHL  = .   

      H lim  6=5401,086=586,44Н/мм2  ;

      []H 1 = []H 3 = []H 5 =МПа  ;     []H 2 = []H4 = МПа  

      []H6 = МПа.

 

В качестве расчётных  []H для прямозубой  конической передачи при небольшой (20 30) разности твёрдости поверхности принимаем меньшее значение:            []H 1 > []H 2  []H 12 = 441,8 МПа.

   Для косозубых цилиндрических передач в качестве расчётного принимается:

   []H34 =441,8 МПа ; []H56 =479,8 МПа.

2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб.

                                                  

где,  F lim B  - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

    SF – коэффициент безопасности (SF=1,7..2,2);

 SF=1,75   табл. 4.2 [2]                               

F lim  =0F lim . KFL

где,  0F lim B - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений [H/мм2];

KFL - коэффициент долговечности;

0F lim B = 1.8 ННВ     табл. 4.2 [2]

0F lim B1 = 0F lim B3 =0F lim B5 =  1.8 269 = 484,2 МПа         

0F lim B2 =0F lim B4 =0F lim B6 =   1.8 235 = 423 МПа          

KFL =,

где,  NFO – базовое число циклов перемены напряжений;

NFO = 4 . 106

  N – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

NFE = 60 n c t  ;

      Для зубчатых колёс с твёрдостью Н НВ350 принимаем mf = 6.

NFE 1 = 60 720 1 23477 (160,3 + 0,460,7) =307169852,6

NFE 2 = NFE 3 =  60 288 1 23477 (160,3 + 0,460,7)  =  122867941

NFE 4 = NFE 5 =  60 60,89 1 23477 (160,3 + 0,460,7) = 25977183,78

NFE 6 = 60 18,45 1 23477 (160,3 + 0,460,7) =7871227,47

Т.к  NFE 1 > NFO   для всех колёс и шестерней, то принимаем KFL=1;

 F lim 1,3,5 = 484,2 . 1 = 484.2 МПа

                                              F lim 2,4,6 = 423 . 1 = 423 МПа

 []F 1 = []F 3 = []F 5 =МПа  

 []F2 = []F4 = []F6 =МПа  

 2.4.3 Расчёт допускаемых предельных напряжений.

,

где Т - предел текучести материала при растяжении.

         МПа

         МПа,

  Принимаем в качестве расчётного :

       МПа.

,

где, F lim M – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого износа зуба;

        SFM – коэффициент безопасности;

F lim М = 4,8HB  

SFM = 1,75.

             

      F lim 1,3,5 = 4,8 . 269 = 1291,2 МПа;

F lim 2,4,6 = 4,8 . 235 = 1128 МПа.

МПа;             

МПа.              

2.5 Расчёт прямозубой конической передачи 1-2

2.5.1 Ориентировочный расчёт передачи

     Определение коэффициентов КН, КF:

      Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: КН = КН  КНV

при расчёте на изгибную выносливость: КF = КF  КFV,

где КН, КF - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

КНV, КFV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

При расчёте прямозубых конических колёс при:

;      ;  .

Т.к расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость             НВ350, то принимаем :

; ;

; ;

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс     находим значения коэффициентов:

       КН12 = 1,18      КF12 = 1,44

       КН34 = 1,13       КF34 = 1,3

       КН56 = 1,045     КF56 = 1,1     рис. 5.1 [2]

              Определяем динамические коэффициенты КV:

              Определим окружную скорость передачи:

              Для цилиндрической передачи:

,

              Для конической передачи:

,

где,  nШ – частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, об/мин;

СV – вспомогательный коэффициент;

       ТК – момент на колесе рассчитываемой пары, Нм;

СV = 800  табл. 5.1   [2]                

м/с;

м/с;

м/с.

Принимаем степени точности

Для конической прямозубой 1-2 -7ая;

Для цилиндрической косозубой 3-4 и 5-6 -8ая.    табл. 5.2 [2]

Принимаем значения коэффициентов КНV и КFV :   

КНV12 = 1,05      КFV12 = 1,10    табл. 5.3 [2]

КНV34 = 1,01      КFV34 = 1,03   

КНV56 = 1,01      КFV56 = 1,03    табл. 5.4 [2]

Таким образом:

КН12 = 1,18 1,05 = 1,24;     КF12 = 1,44 1,10 = 1,58;

КН34 = 1,13 1,01 = 1,14;     КF34 = 1,3 1,03 = 1,34;

КН56 = 1,045 1,01 = 1,05.   КF56 = 1,1 1,03 = 1,13.

                

Из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев определяем        диаметр внешней делительной окружности колеса, мм:

    , где T2 – крутящий момент на валу колеса, Н мм ;

[]H12 – допускаемые контактные напряжения, Н мм2 ;

Коэффициент 173 получен из условия, что оба колеса стальные, коэффициент зубчатого венца  и крутящий момент имеет размерность, Н мм2 .

мм , Принимаем de2 = 140мм.

   Определяем модуль зацепления на внешнем делительном диаметре:

    , Z2 – число зубьев на колесе;

   Z2 = Z1  i12 ,  Числом зубьев шестерни следует задаться в интервале Z1 = 20…25;

   Z1 = 22 , тогда   Z2 = 22  2,5 = 55 , принимаем Z2 = 55.

тогда , мм.

  

Определяем основные геометрические размеры:

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1 = mte  Z1 = 2,5455 22 = 56,001мм.

de2 = mte  Z2 = 2,5455 55 = 140,002мм.

Углы делительных конусов: 2 = arctg Z2 / Z1 =arctg (55 / 22) = 68,198

1 = 90 - 2 = 90  - 68,198 =21,80.

Внешнее конусное расстояние: Re = 0.5  de1 /sin 1;

Re = 0.5 56,001/Sin 21,80 = 75,398мм.

Длина зуба: b = Kbe  Re  ,  Kbe = 0,285 , b =0,285 75,398 = 21,488мм ;

Принимаем  b = 22мм.

Среднее конусное расстояние: Rm = Re (1 – 0,5  Kbe)

Rm = 75,398 (1 – 0,5 0,285) = 64,654мм.

Средний окружной модуль: mm = mte  Rm / Re ;

mm = 2,5455 64,654 / 75,398 = 2,183мм.

Средний делительный диаметр:

dmz1 = mm  Z1 = 2,183 22 = 48,026мм.

     dmz2 = mm  Z2 = 2,183 55 = 120,065мм.

Внешняя высота головки зуба: hae = mte = 2,5455 мм.

Внешняя высота ножки зуба: hfe =1,2  mte = 1,2 2,5455 = 3,055 мм.

Угол головки зуба: a1 = a2 = arctg mte / Re =  arctg 2,5455 / 75,398= 1,93

Угол ножки зуба:  f1 = f2 = arctg 1,2mte / Re =  arctg 1,2 2,5455 / 75,398 = 2,32

Внешний диаметр вершин:

dae1 = de1 + 2  mte  cos1 = 56,001 + 22,5455cos (21,8) = 60,728мм.

dae2 = de2 + 2  mte  cos2 = 140,002+ 22,5455cos (68,198)= 141,893 мм.

2.5.2 Расчёт сил в зацеплении

Окружная сила: Ft = 2T2 /dm2 = 2 25,94 103 / 120,065 = 432,099Н;

Радиальная сила на колесе (Осевая на шестерне):

Fr2 = Fa1 = Ft  tg  cos 2 = 432,099 tg 20 cos(68,198)= 58,410H

Осевая сила на колесе (Радиальная на шестерне):

Fа2 = Fr1 = Ft  tg  sin 2 = 432,099 tg 20 sin(68,198) = 146,022H

2.5.3 Проверочные расчёты передачи

Уточняем значения окружной скорости и коэффициентов нагрузки:

; ;

;

Т.к разница в скорости не более 20%, то уточнять коэффициенты нагрузки нет необходимости.

     Выполняем проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям:

      ;

МПа 441,82 МПа.

;

Недогруз передачи не превышает 15%.

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

;  

,где  коэффициенты прочности зубьев шестерни и колеса соответственно.

Принимаем  ; .

Проверочный расчёт по  контактным напряжениям для предотвращения пластических деформаций:

;  .

.

.

    2.5.4 Итоговая таблица параметров

Таблица 2.1

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Число зубьев шестерни

Z1

22

2. Число зубьев колеса

Z2

55

3. Модуль зацепления

mte

мм

2,5455

4. Внешний делительный диаметр шестерни

de1

мм

56,001

5. Внешний делительный диаметр колеса

de2

мм

140,002

6. Угол делительного конуса шестерни

1

град.

21,80

7. Угол делительного конуса колеса

2

град.

    68,2

8. Внешнее конусное расстояние

Re

мм

75,398

9. Длина зуба

b

мм

22

10. Среднее конусное расстояние

Rm

мм

64,654

11. Средний окружной модуль

mm

мм

2,183

12. Средний делительный диаметр шестерни

dm1

мм

48,026

13. Средний делительный диаметр колеса

 dm2

мм

120,065

14. Внешний диаметр вершин шестерни

dae1

мм

60,728

15. Внешний диаметр вершин колеса

dae2

мм

141,893

16. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

432,099

17. Радиальная сила на колесе (Осевая на шестерне):

Fr2 = Fa1

Н

58,410

18. Осевая сила на колесе (Радиальная на шестерне):

Fа2 = Fr1

H

146,022

    2.6 Расчёт косозубой цилиндрической передачи 3-4

2.6.1 Ориентировочный расчёт передачи

где, Т45 – момент  крутящий на колесе, Нмм;

Принимаем а = 0,315 табл. 6.4  [1], КН34 = 1,14 (см предыдущие расчёты).

мм

принимаем мм.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

m34 = (0.01…0.02) 140 = 0,01 . 112 = 1,12мм

принимаем m34 =1,25;

Найдём суммарное число зубьев:

где, - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла является не известным, то предварительно зададимся величиной = 10.

   Принимаем   = 177

Число зубьев шестерни:    принимаем = 31

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение передачи:

;  ;

Погрешность передаточного числа не превышает допустимые 2%.

Определим ширину зубчатого венца колеса:

Принимаем .

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления

ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

       Уточним угол наклона зуба: 8,98722

Минимальное значение угла ограничивается условием:      7,98

    2.6.2 Определение геометрических размеров передачи

     Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм.

Проверка межосевого расстояния: мм.

          Определим диаметры окружностей вершин:

  da3 = d3 + 2m = 39,232 +2 1,25 = 41,732мм

  da4 = d4 + 2m = 184,768 +21,25 = 187,268 мм

     Определим диаметры окружностей впадин:

   df3 = d3 – 2,5m = 39,232 – 2,51,25 = 36,107мм;

   df4 = d4 – 2,5m = 184,768 – 2,51,25 = 181,643мм.

2.6.3 Проверочные расчёты передачи.

Уточняем значения окружной скорости и коэффициентов нагрузки:

; ;

;

Т.к разница в скорости не более 20%, то уточнять коэффициенты нагрузки нет необходимости.

Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

;

Недогруз передачи не превышает 15%.

     Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

      YF3 = 3,85; YF4 = 3,75    табл.  2.10. [2]

      МПа < 276.69 МПа

 МПа < 241.7МПа

Проверочный расчёт по  контактным напряжениям для предотвращения пластических деформаций:

;  .

.

.

2.6.4 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила:  Н

Радиальная сила  Н

Осевая сила:         Н

2.6.5 Итоговая таблица параметров

Таблица 2.2

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

a34

мм

112

2. Число зубьев шестерни

Z3

мм

31

3. Число зубьев колеса

Z4

мм

146

4. Модуль зацепления

m

мм

1,25

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d3

мм

39,232

6. Диаметр делительной окружности колеса

d4

мм

184,768

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da3

мм

41,732

8. Диаметр окружности выступов колеса

da4

мм

187,268

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df3

мм

36,107

10. Диаметр окружности впадин колеса

df4

мм

181,643

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b3

мм

41

12. Ширина зубчатого венца колеса

b4

мм

36

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Угол наклона зуба

град.

8,98722

15. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

1276,09

16. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

470,74

17. Осевая сила в зацеплении

Fa

Н

201,82

    2.7 Расчёт косозубой цилиндрической передачи 5-6

2.7.1 Ориентировочный расчёт передачи

где, Т45 – момент  крутящий на колесе, Нмм;

Принимаем а = 0,315 табл. 6.4  [1], КН56 = 1,05 (см предыдущие расчёты).

мм

принимаем мм.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

m 56 = (0,01…0,02) 144 = 0,01 . 144 = 1,44мм

принимаем m56 =1,5;

Найдём суммарное число зубьев:

где, - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла является не известным, то предварительно зададимся величиной = 10.

   Принимаем   = 189

Число зубьев шестерни:    принимаем = 44

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение передачи:

;  ;

Погрешность передаточного числа не превышает допустимые 2%.

Определим ширину зубчатого венца колеса:

Принимаем .

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления

ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

       Уточним угол наклона зуба: 10,1418

Минимальное значение угла ограничивается условием:      7,66

    2.7.2 Определение геометрических размеров передачи

     Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Проверка межосевого расстояния: мм.

          Определим диаметры окружностей вершин:

  da5 = d5 + 2m = 67,048 +2 1,5 = 70048мм

  da6 = d6 + 2m = 220,952 +21,5 = 223,952 мм

     Определим диаметры окружностей впадин:

   df5 = d5 – 2,5m = 67048 – 2,51,5 = 63,298мм;

   df6 = d6 – 2,5m = 220,952 – 2,51,5 = 217,202мм.

2.7.3 Проверочные расчёты передачи.

Уточняем значения окружной скорости и коэффициентов нагрузки:

; ;

;

Т.к  разница в скорости не более 20%, то уточнять коэффициенты нагрузки нет необходимости.

Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

;

Недогруз передачи не превышает 15%.

     Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

      YF5 = 3,75; YF6 = 3,75    табл.  2.10. [2]

      МПа < 276,69 МПа

 МПа < 241,7МПа

Проверочный расчёт по  контактным напряжениям для предотвращения пластических деформаций:

;  .

.

.

2.7.4 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила:  Н

Радиальная сила  Н

Осевая сила:         Н

2.7.5 Итоговая таблица параметров

Таблица 2.3

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

a56

мм

144

2. Число зубьев шестерни

Z5

мм

44

3. Число зубьев колеса

Z6

мм

145

4. Модуль зацепления

m

мм

1,5

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d5

мм

67,048

6. Диаметр делительной окружности колеса

d6

мм

220,952

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da5

мм

70,048

8. Диаметр окружности выступов колеса

da6

мм

223,952

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df5

мм

63,298

10. Диаметр окружности впадин колеса

df6

мм

217,202

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b5

мм

50

12. Ширина зубчатого венца колеса

b6

мм

45

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Угол наклона зуба

град.

10,1418

15. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

3381,46

16. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

1250,29

17. Осевая сила в зацеплении

Fa

Н

607,87

   3 Компоновка редуктора

   3.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

       Толщина стенок корпуса и крышки:

   мм

где, Т – крутящий момент на выходном валу, Нмм;

Принимаем = 8мм.

       Толщина фланцев корпуса и крышки:

                  b = 1,5   = 1,5 8= 12 мм

       Толщина ребер:

                  m = 0,8 

      m= 0,8 8= 6,4 мм.

                 Диаметры болтов:

  •      Фундаментальных: d1 = (0,03…0,036)aт+12 = 0,03144+12= 16,32=> принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;
  •  Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: d2 = (0,7 … 0,75)d1     

d2 = 0,7 20  = 14 мм; принимаем болты с резьбой М16;

  •  Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0,5…0,6) d1 =0,5 20 =10мм  принимаем болты с резьбой М12.

    3.2 Ориентировочный расчёт валов.

    3.2.1 Расчёт быстроходного вала 1.

Эскиз входного вала 1.

                                                          Рисунок 3.1

             , где  Т – момент на данном валу, Нм;

мм принимаем d = 22 мм;  хвостовик конический   

(М121,25)  табл. 24.27 [1].

d1 = d + 2t ,где, t – высота заплечника, мм;  t = 1,5мм   стр.42 [1].

d1 = 22 + 21,5 =25мм

По стандартному ряду принимаем d1 = 26мм.

Диаметр резьбы: d2 = d1 + (2…4)  = 26 + 2 = 28мм

В соответствии с таблицей 24.24 для М301,5 принимаем d2 = 30мм.

Диаметр участка вала под подшипник: dП = d2 = 30мм.

             Диаметр буртика подшипника:  

             где, r – координата фаски подшипника, мм   r = 1,5мм  стр.42 [1].

             мм   Принимаем dБП = 38мм.

    3.2.2 Расчёт промежуточного вала 2-3.

Эскиз промежуточного вала 2-3

                                      

Рисунок 3.2

    

           , где Т – момент на промежуточном валу 2-3;

               Принимаем dК = 32мм;

dБК  dК + 3f , где f – размер фаски колеса;    f = 1,2мм    стр.42 [1]

dБК  32 + 31,2 35,6мм  Принимаем   dБК = 40мм.

  Принимаем dП = 30 мм.

,  r = 2,5мм.  стр. 42 [1]

           мм      принимаем dБП = 40 мм.

       3.2.3 Расчёт промежуточного вала 4-5.

Эскиз промежуточного вала 4-5

                                      

Рисунок 3.2

    

           , где Т – момент на промежуточном валу 2-3;

               Принимаем dК = 32мм;

dБК  dК + 3f , где f – размер фаски колеса;    f = 1,2мм    стр.42 [1]

dБК  32 + 31,2 35,6мм  Принимаем   dБК = 40мм.

  Принимаем dП = 30 мм.

,  r = 2,5мм.  стр. 42 [1]

           мм      принимаем dБП = 40 мм.

     

     3.2.4 Расчёт выходного вала 6.

Эскиз выходного вала 6

                               Рисунок 3.3

, где Т – момент на выходном валу 4-5;

мм    принимаем d = 45 мм;

хвостовик конический (М302)  табл. 24.27 [1].

             ,   где tконвысота заплечника, tкон – 2,3   стр.42 [1]   

                     мм      принимаем dП = 50мм.

 ,  r = 3мм.  стр. 42 [1]

мм      принимаем dБП = 65 мм.

              d К = 55мм.

 dБК = dБП = 65 мм.

   

   3.3 Подбор подшипников.

Рисунок 7. Эскиз подшипника.

     Подшипники роликовые конические однорядные  ГОСТ 27365-87

  Таблица 3.1

Вал

dп, мм

Серия

D, мм

B, мм

Tнаиб,

мм

С,

мм

Сr, кН

С0r,

кН

e

Y

Yo

1

2-3

4-5

30

7206

62

16

17,5

14

29,8

22,3

0,36

1,65

0,91

6

50

7210

90

21

22

17

52,9

40,6

0,37

1,60

0,88

   4 Подбор и проверка шпонок.

  

4.1 Выбор шпонок.

Шпоночное соединение

Рисунок 4.1

    Таблица 4.1

Вал

Место установки

d

dср

b

h

t1

t2

L

lр

1

Под муфту (хвостовик конический).

22

20,2

4

4

2,5

1,8

32

28

2-3

4-5

Под зубчатое колесо.

32

32

10

8

5

3,3

32

23

6

Под зубчатое колесо.

55

55

16

10

6

4,3

56

29

6

Под муфту (Хвостовик конический).

45

40,9

12

8

5,0

3,3

80

58

4.2 Проверка шпонок на смятие:

где, Т – крутящий момент на валу, Нмм2;

d – диаметр участка вала под шпонку, мм;

h – высота шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

для стали .

Хвостовик входной:       МПа,

Хвостовик выходной:    МПа,

Колесо 2:                         МПа,

Колесо 4 :                        МПа,

Колесо 6 :                        МПа,

 Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.

    

     5.  Проверка подшипников и уточнённый расчёт валов.

     5.1 Проверочный расчёт подшипников на долговечность.

Схема сил

Рисунок 5.1

            Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-Ft2 47,5 - Ft3  107 + Ха 140,5  =0;

тогда  Н

 Ft2 93 + Ft3 33,5 - ХВ140,5 =0

тогда  Н

           Проверка:;

                       

            Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

 Fа2 d2/2- Fr2  47,5 - Fa3  d3/2+ Fr3 (47,5+59,5)-Уа  140,5=0;

тогда    

-Fa3 d3/2-Fr3  33,5 + Fr2  93 +Fa2  d2/2+ УВ  140,5=0;

          тогда  

  Проверка: УА - Fr3 + Fr2 + УВ =0

                     383,33 – 470,741+58,410+ 29,003 = 0

                     470,741470,743 (в)

   Суммарные реакции опор:

                               Н

                                Н

   Предварительно назначаем конические роликовые подшипники лёгкой серии

   7206. Схема установки подшипников  - враспор.

Для принятых подшипников по табл. 24.16 [1] находим:

          Cr = 29800 H; e = 0,36; Y = 1,65 .

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

 S1 = 0,83 e RA = 0,83 0,36 1181,8 = 353,12 H

           S2 = 0,83  e  RB = 0,83 0,36 591 =176,6 H

   Находим осевые силы, нагружающие подшипники:

    Так как S1 S2  и Fa = Fa1 + Fa2 >  0 ,  Fa =201,82+146,022=347,842>0

    то по табл. 7.2 [1]:

    Ra1 = S1 = 353,12 Н ; Ra2  = S1 + Fa  = 353,12 +347,842 = 700,962 Н.

   Рассмотрим левый подшипник 1:

    ;поэтому осевые нагрузки не учитываются.

     Эквивалентная нагрузка:

    ,

   где коэффициенты V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника,

   Кб = 1,2-коэффициент безопасности , КТ = 1-температурный коэффициент.

    Н,

   Рассмотрим правый подшипник 2:

   ; поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

    Эквивалентная нагрзка:

      ,где  Х=0,4;  Y=1,65

        Н.

   Определение расчётной долговечности:

Долговечность рассчитывается по наиболее нагруженному подшипнику, наиболее нагруженным является правый подшипник  Н.

Эквивалентная нагрузка с учётом переменных напряжений:

;

Н.

  Долговечность подшипника в миллионах оборотов:

     ; где, Сr =29,8кН- базовая радиальная динамическая   

      грузоподъёмность подшипника, Н

       к=10/3=3,33 - показатель степени для роликовых подшипников.

     млн.об.

      Долговечность в часах:

      ; ч.

       Расчётная долговечность должна отвечать условию

        ,

         где t ─ требуемый ресурс, t = 23477 ч

         Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7206 пригодны.

    

5.2 Уточнённый расчёт валов.

Уточненный расчёт состоит в определении коэффициента запаса прочности для опасных сечений и сравнений их с допускаемыми напряжениями (S).

Прочность будет обеспечена при S >=(S).

Расчёт производится по опасным сечениям I-I,II-II,III-III.

5.2.1Строим эпюры от изгибных моментов относительно осей Х, У и от крутящих   моментов относительно оси Z :

 

    Материал вала ─ сталь 40Х.

        Таблица 5.1

Диаметр

заготовки

Твердость

НВ(не ниже)

σв

МПа

σт

МПа

τт

МПа

σ-1

МПа

τ-1

МПа

ψт

<120

200

900

750

280

320

200

0,05

    Сеч I - I: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение.

    Исходные данные для проверки сечения:

    da3 =41,732мм,,, .

    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

    ;

     В расчётах валов принимают  и  поэтому

    ;

     ; , ;

    где   ,,,

    ;

     

     

     Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

     ;

     В расчётах валов принимают  и  

     

      , ,

     где   ,,,

     ;

     

     ;

     

      ,где

     

     Прочность этого сечения обеспечена.

Сеч II - II: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение, концентратором    напряжений является шпоночный паз.

    Исходные данные для проверки сечения:

    d =32мм, , .

    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

    ;

     В расчётах валов принимают  и  поэтому

    ;

     ; , ;

    где   ,,,

    ;

     

     

     Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

     ;

     В расчётах валов принимают  и  

     

      , ,

     где   ,,,

     ;

     

     ;

     

      ,где

     

     Прочность этого сечения обеспечена.

Сеч III - III: Сечение рассматриваем на изгиб и кручение, концентратором    напряжений является перепад диаметров.

    Исходные данные для проверки сечения:

    d =40мм, , .

    Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

    ;

     В расчётах валов принимают  и  поэтому

    ;

     ; , ;

    где   ,,,

    ;

     

     

     Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

     ;

     В расчётах валов принимают  и  

     

      , ,

     где   ,,,

     ;

     

     ;

     

      ,где

     

     Прочность этого сечения обеспечена.

   6 Выбор муфты.

Исходя из условий работы данного привода, выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-93, а также выбираем муфту для соединения выходного конца вала с валом звёздочки конвейера, выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75.

   Таблица 6.1

[Т] , Нм

d

D

L

n, об/c

Смещение

Осевое

Угловое

80

22; 24

160

130

50

2,0

1

   Таблица 6.2

[Т], Нм

d

D

L

nmax, об/мин

Смещение

Радиальное

Угловое

250

45 

140

225

3800

0,3

1

Рисунок 6.1

    

    7 Выбор смазки.

 При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

 Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,3..0,8 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = (0,3…0,8)3,06  

V = 0,83,06= 2,5 дм3.

 По таблице 11,1 [1]  устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 МПа и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По таблице 11.2 [1] принимаем масло

    И -40А  (ГОСТ 101413 – 78).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью круглого  маслоуказателя и маслосливной пробки.

   

   8 Сборка и регулировка редуктора.

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Совпадение вершин конусов в конической передаче, обеспечивают регулированием осевого положения колёс при сборке передачи.

Подшипники 7206 , предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С, устанавливают в стакан, затем вместе со стаканом насаживаются на входной вал, регулирование осевого положения вала, осуществляют постановкой под фланец стакана компенсаторных полуколец

На промежуточный вал насаживают подшипник 7206  предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо конической передачи. Насаживают подшипник 7206 предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники 7210, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конический хвостовик входного вала закладывают шпонку и устанавливают муфту. На конический хвостовик выходного вала закладывают шпонку и устанавливают муфту под вал звёздочки конвейера.

Ввёртывают пробку маслосливного отверстия. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

                                                       

                                                         

Заключение

  1.  Согласно заданию был разработан привод цепного  конвейера.
  2.  Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, стакана, крышек подшипников.
  3.  Были подобраны подходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи были рассчитаны по условиям контактной выносливости зубьев, проверены на статическую прочность.
  4.  Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
  5.  Шпоночные соединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.
  6.  Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

                            

Список использованной литературы

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. –  6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000 – 447с., ил.

Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. – Хабаровск: издательство ХГТУ, 1997. – 39с.

Чернавский С.А.,  Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.: Машиностроение, 1988г.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

72531. Сырье для производства строительных материалов. Природные каменные материалы 58 KB
  Сырьем для изготовления всех неорганических строительных материалов каменных и металлов являются горные породы. Основное сырье для органических материалов нефть и каменный уголь можно также отнести к горным породам.
72532. Периодизация становления и развития отечественного уголовно-исполнительного права 55.5 KB
  Регламентация исполнения наказаний периода Российской империи. Система наказаний и процесс их исполнения по Судебникам 1497 и 1550 гг. Особенностью исполнения наказаний призванной усилить их превентивное воздействие стал их публичнопозорящий характер. Наращивался объем устрашающих наказаний.
72533. ИСТОРИЧЕСКОЕ ЗНАЧЕНИЕ СЛОВА «МЕНЕДЖМЕНТ» 310 KB
  Трудно установить с предельной точностью, какова этимология термина «менеджмент». Однако истинное значение слова мы можем установить, выявляя его исторические корни. В античной Греции буквального аналога слову «менеджмент» не существовало.
72534. Программный интерфейс к файловой системе UNIX 70.42 KB
  Инициализация файла: трансляция имени файла в файловый дескриптор номер в таблице дескрипторов внутри процесса; Создание записи в системной файловой таблице которая содержит права доступа к файлу текущую позицию указателя в нем и другую информацию; эта таблица общая для всех процессов.
72535. ВОЗМОЖНОСТИ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ ЛОГИСТИЧЕСКИХ СИСТЕМ 1.52 MB
  Но замедление скорости движения материальных товарных и финансовых потоков в логистической системе предприятия неминуемо приводит к уменьшению объема выпуска и реализации продукции снижению ее рентабельности при наличии авансированных ресурсов в неизменных размерах.
72536. Ценообразование в условиях монополии и олигополии 154.5 KB
  Поэтому кривая спроса на его продукцию относительно стабильна а цены на товары ограничены лишь покупательской оценкой их полезности относительно дохода и общим состоянием рыночной конъюнктуры. Например если фирма монополизирующая рынок упаковочных материалов установит на них неприемлемо...
72537. ФИНАНСОВЫЕ РИСКИ В ЛОГИСТИЧЕСКИХ СИСТЕМАХ И СПОСОБЫ ИХ СНИЖЕНИЯ 363 KB
  На риски продавца связанные с оплатой по контракту и на риски покупателя связанные с доставкой товара существенно влияют установленные в контракте условия платежа. При этом регламентируются расходы по кредиту и платежам а также устанавливаются форма и путь оплаты.