Реферат: Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру

Курсовая работа по деталям машин посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная записка содержит 31 лист формата А4, включает 3 рисунка, 3 наименований источников использованной литературы.

Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А2, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3.

В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом в получении практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Мощность на валах

где -три пары подшипников;

-КПД ременной передачи;

-КПД зубчатой передачи;

-КПД муфты;

1.2 Подбор электродвигателя

где

где D_Б =0.6 - диаметр барабана (мм)

V=1.2 м/с.

Выбираем электродвигатель серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81 ) типоразмер :4А100L4

1.3 Разбивка передаточного числа

где - передаточное число ременной передачи,

- передаточное число редуктора (коробки передач).

;

=2,5;

1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов

;

1.5 Крутящие моменты на валах

1.6 Проектный расчет валов

2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. принимаем сечение ремня

Сечение – Б

Ориентировочный размер малого шкива:

Принимаем по ГОСТ 17383 d_pI =180 (стр 272/2/)

мм

Принимаем d_pII =450 мм

Фактическое передаточное отношение

Межосевое расстояние

Определяем длину ремня

Частота пробегов ремня

Что меньше 5 с^-1 для плоских ремней.

Полезная окружная сила:

Толщина ремня для резинотканевых ремней

3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

твердость поверхности 50-59HRC;

твердость сердцевины 26-30HRC;

б_в =1000 МПа;

б_т =800 МПа.

Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо

твердость 260-280HB;

б_в =950 МПа;

б_т =700 МПа.

Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

- коэффициент долговечности.

- коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

в сердцевине 24…40HRC.

Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

б_Н01 =1050 МПа; S_H ₁ =1,2.

б_F0 =12HRC_серд +300; S_F =1,75.

Для колеса

Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

в сердцевине 180-350HB.

Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

б_Н02 =2НВ+70=540+70=610 МПа; S_H ₂ =1,1.

б_F0 =1,8HB; S_F =1,75; K_HL =1

МПа

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае: МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

б_F0 – предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC =1;

K_FL –коэффициент долговечности K_FL =1.

3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где Е_пр приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂ =T_III =274,082

Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;

По рисунку 8.15 /2/ находим:

Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.

Ширина колеса:

Принимаем:

Диаметр шестерни:

По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 .

Угол наклона зубьев :

где - коэффициент осевого перемещения (постоянная);

Принимаем :

Передаточное число:

Фактический наклон зубьев:

Делительные диаметр ы.

Шестерни:

Колеса:

Диаметр вершин:

Шестерни:

Колеса:

Диаметр впадин:

Шестерни:

Колеса:

Проверка межосевого расстояния:

3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

По формуле 8.29/2/

где - коэффициент повышения нагрузки.

По формуле 8.28/2/

- коэффициент неравномерной нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

По таблице 8.3/2/ принимаем

По таблице 8.7/2/

(/2/,стр.142)

По формуле 8.25/2/

прочность по контактному напряжению выполняется.

3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,

где - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

- коэффициент повышения прочности.

где - коэффициент торцевого перекрытия;

- коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;

- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.

Определяем эквивалентное число зубьев:

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба Y_F

Принимаем

(по рис.8.15/2/)

(по таблице 8.3/2/)

Определяем окружное усилие:

- (таблица 8.7/2/)

Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:

Условие выполняется.

4 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

твердость поверхности 50-59HRC;

твердость сердцевины 26-30HRC;

б_в =1000 МПа;

б_т =800 МПа.

Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо

твердость 260-280HB;

б_в =950 МПа;

б_т =700 МПа.

Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

- коэффициент долговечности.

- коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

в сердцевине 24…40HRC.

Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

б_Н01 =1050 МПа; S_H ₁ =1,2.

б_F0 =12HRC_серд +300; S_F =1,75.

Для колеса

Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

в сердцевине 180-350HB.

Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

б_Н02 =2НВ+70=540+720=610 МПа; S_H ₂ =1,1.

б_F0 =1,8HB; S_F =1,75; K_HL =1

МПа

В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае: МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

б_F0 – предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC =1;

K_FL –коэффициент долговечности K_FC =1.

4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где Е_пр приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂ =T_IV =918.244 Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;

По рисунку 8.15 /2/ находим:

Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.

Ширина колеса:

Принимаем:

Диаметр шестерни:

По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .

Фактическое число зубьев :

Принимаем :

Передаточное число:

Находим межосевое расстояние фактическое:

Делительные диаметры.

Шестерни:

Колеса:

Диаметр вершин:

Шестерни:

Колеса:

Диаметр впадин:

Шестерни:

Колеса:

Проверка межосевого расстояния:

4.3 o Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

По формуле 8.29/2/

- коэффициент неравномерной нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

По таблице 8.3/2/ принимаем

(/2/,стр.142)

прочность по контактному напряжению выполняется.

4.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,

где - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

- коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба Y_F

Принимаем

(по рис.8.15/2/);(по таблице 8.3/2/)

Определяем окружное усилие:

Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:

Условие выполняется.

5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

5.1 Определение диаметров участков вала:

а) для быстроходного вала:

(формула 3.1/1/)

Принимаем . (табл. 19.1/1/)

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:

(формула 3.2/1/)

r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)

а) для промежуточного вала:

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:

Диаметр под колесо:

r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)

в) для тихоходного вала:

Принимаем .

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:

Диаметр под колесо:

r = 2,5 мм .

5.2 Расстояние между деталями передач

Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.

По формуле 3.5/1/

L= 508,61 мм.

Принимаем а = 11 мм .

Расстояние между колесом и днищем редуктором.

Диаметр под колесо:

5.3 Выбор подшипников

Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)

для быстроходного вала № 306 B=19 мм;

для промежуточного вала № 209 B=19 мм.

для тихоходного вала № 214 B=24 мм.

Схема установки – враспор.

5.4 Длины участков валов

а) для тихоходного вала: Диаметр под колесо:

–длина ступицы: ;

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

Принимаем 63,8 мм.

–длина цилиндрического участка: .

б) для быстроходного вала:

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

Принимаем 60,8 мм.

–длина цилиндрического участка: .

6 РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала

x₁ =0 M_x ₁ =0;

x₁ =137,5мм M_x ₁ =0;

M_x ₂ =Y_A ∙x₂

x₂ =0 M_x ₂ =0;

x₂ =48мм M_x ₂ =405,22∙48∙10^-3 =19,45Нм;

M_x ₃ =Y_A ∙(x₃ +48)-F_r ∙x₃

x₃ =0 M_x ₃ =405,22∙48∙10^-3 -810,44∙0∙10^-3 =19,45Нм ;

x₃ =63мм M_x ₃ =405,22(48+48)∙10^-3 -810,44∙48∙10^-3 =0 ;

2) M_x ₁ = F_М ∙x₁ ;

x₁ =0 M_x ₁ =0;

x₁ =137,5мм M_x ₁ =1677,05∙137,5∙10^-3 =230,59Hм;

M_x ₂ = F_М ∙(x₂ +137,5)+ Z_A ∙x₂

x₂ =0 M_x ₂ = =1677,05∙137,5∙10^-3 =230,59Hм;

x₂ =36мм M_x ₂ =1677,05(137,5+48)∙10^-3 -3157,54∙48∙10^-3 =159,61Hм;

M_x ₃ = F_М ∙(x₃ +137,5+48)+ Z_A ∙( x₃ +48)-F_М ∙x₃

x₃ =0 M_x ₃ =1677,05(137,5+48)∙10^-3 -3157,54∙48∙10^-3 =159,61Hм;

x₃ =63мм M_x ₃ =1677,05(137,5+48+48)∙10^-3 -3157,54∙(48+48)∙10^-3 -1884.82∙48=0.

6.1.1 6.1.2 Определение суммарных изгибающих моментов:

6.2 Проверочный расчет валов

Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/

где (формула 15.4/2/)

- запас сопротивлению усталости только изгибу

- запас сопротивлению усталости только кручению

- формула 15.5/2/

Сталь 45 б_в =600 МПа

б_т =340 МПа

(рекомендация 15.6/2/)

- формулы 15.7/2/

( таблица 15.1/2/)

(рисунок 15.5/2/)

(рисунок 15.6/2/).

Проверка статической прочности:

(формула 15.8/2/)

(формула 15.9/2/)

- условие выполняется.

6.3 Определение опорных реакций на быстроходном валу

а)

б)

7 Р АСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

7.1 Расчет подшипника тихоходного вала

Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.

По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:

динамическая грузоподъемность: C_r = 43,6 кН

статическая грузоподъемность: С_о =25 кН

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

По таблице 16.5 /2/:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

Находим эквивалентную динамическую нагрузку

Р_r = (Х^. V^. F_r + Y^. F_a )^. К^. К_б (формула 16.29/2/)

По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 – температурный коэффициент;

К_б = 1 – коэффициент безопасности;

Р_r = (1^. 1^. 810,44 + 0)^. 1^. 1 = 810,44Н

Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂ –коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

(формула 16.28/2/)

L_h = 12000 ч (табл. 16.4/2/)

млн.об.

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка

Р_о =Х_о ^. F_r ₀ + Y_o ^. F_a ₀ (формула16.33 [2])

где

F_r ₀ =к F_r F_а0 =к F_а

к=3 – коэффициент динамичности

Коэффициент радиальной статической силы Х_о = 0,6

Коэффициент осевой статической силы Y_о = 0,5

Р_о = 0,6^. 3^. 810,44 + 0= 1458,8 Н < 17800 Н

Условия выполняются.

7.2 Расчет подшипника быстроходного вала

Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.

По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:

динамическая грузоподъемность: C_r = 25,5 кН

статическая грузоподъемность: С_о =13,7 кН

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

Находим отношение:

По таблице 16.5 /2/:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

Находим эквивалентную динамическую нагрузку

Р_r = (Х^. V^. F_r + Y^. F_a )^. К^. К_б (формула 16.29/2/)

По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 – температурный коэффициент;

К_б = 1 – коэффициент безопасности;

Р_r = (1^. 1^. 3434 + 0^. 596)^. 1^. 1 = 3434Н

Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂ –коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

(формула 16.28/2/)

L_h = 12000 ч (табл. 16.4/2/)

L_hE =L_h ^. k_HE (формула 16.31/2/)

k_HE =0,5 (табл. 8.10/2/)

млн.об.

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка

Р_о =Х_о ^. F_r ₀ + Y_o ^. F_a ₀ (формула16.33 [2])

где F_r ₀ =к F_r F_а0 =к F_а

к=3 – коэффициент динамичности

Коэффициент радиальной статической силы Х_о = 0,6

Коэффициент осевой статической силы Y_о = 0,5

Р_о = 0,6^. 3^. 3434 + 0,5^. 3^. 596 = 7075,2 Н < 13700 Н

Условия выполняются.

8 РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ

8.1 Расчет шпоночных соединений

Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l =48 мм на тихоходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 45 мм, рабочая длина l _р = l- b= 37 мм.

Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l =45мм на быстроходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 40 мм, рабочая длина l _р = l- b= 32 мм.

8.2 Выбор муфты

Для данного редуктора выберем упруго-втулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице 15.2/1/

Нагрузка между пальцами:

Расчет на изгиб:

9 ВЫБОР СМАЗКИ

В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

9.1 Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала: V₂ =0,53м/сек. Контактное напряжение [_н ]= 694 МПа.

Теперь по окружной скорости и контактному напряжению из таблицы 8.1/1/ выбираем масло И-Г-С-100.

9.2 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну

2m ≤ h_M ≤ 0,25d₂

3 ≤ h_M ≤ 0,25^. 160 = 40 мм

Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в₀ + h_м =27 + 40 = 67 мм

в₀ = 27 мм – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

9.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить круглый маслоуказатель.

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла.

10 ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ 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 ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100ºС;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым. лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из привулканизированной резины, отдушиной и фильтром; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Разборка редуктора проводиться в обратном порядке.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование:Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.– М.: Высшая школа, 1990 г. – 399с.

2. М.Н. Иванов Детали машин:Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 383с.

3. С.А. Чернавский, К.Н. Боков. Курсовое проектирование деталей машин:Учеб. пособие. – М.: Альянс, 2005г. – 416с.