Содержание. Содержание 3 1 Описание конструкции и работы привода механизма 5

• Название: Содержание 3 1 Описание конструкции и работы привода механизма 5
• Дата: 07.05.2023
• Размер: 386.04 Kb.
• Имя файла: Содержание.docx
• Тип: Документы; #1112723

Содержание

Содержание 3

1 Описание конструкции и работы привода механизма 5

2 Кинематический и энергетический расчет приводной станции. Ориентировочный расчет валов 6

2.1 Выбор электродвигателя 6

2.2 Расчет параметров на всех валах 6

3 Расчет зубчатой передачи редуктора 8

3.1 Выбор материала зубчатых колес 8

3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений 8

3.3 Определение допускаемых контактных напряжений 8

3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений 9

3.5 Расчет геометрических параметров передачи 10

3.6 Силы в зацеплении 11

3.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 12

3.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба 12

4 Выбор конструкции и определение параметров цилиндрического колеса 14

5 Конструирование корпуса редуктора. Конструирование валов и подшипниковых узлов 15

6 Подбор и проверочный расчет подшипников 17

6.1 Расчет подшипников ведущего вала 17

6.2 Расчет подшипников ведомого вала 17

7 Расчет соединений «вал-ступица» с подбором посадок 18

7.1 Методика расчета 18

7.2 Шпонка под колесом 18

7.3 Шпонка под муфтой 19

7.4 Подбор посадок 19

8 Выбор и проверочный расчет муфты 20

9 Выбор способа смазки и смазочных материалов передач и подшипников 21

Заключение 22

Список использованных источников 23

Приложение 24

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор.

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиальные подшипники, которые воспринимают радиальную нагрузку в зубчатой цилиндрической передаче.

1 Описание конструкции и работы привода механизма

Горизонтальный ленточный транспортер – один из самых распространенных типов конвейеров. Предназначен для перемещения в горизонтальной плоскости и прямом направлении различных грузов и продуктов, от сыпучих и не сформированных до штучных и крупнокусковых. Горизонтальный ленточный транспортер позвляет автоматизировать и ускорить производственные процессы предприятия, снизить затраты на ручной труд, повысить производительность.

Рама и несущие конструкции оборудования могут быть выполнены из нержавеющей стали, углеродистой стали окрашенной оплавляемой порошковой эмалью и углеродистой стали покрытой горячим цинкованием.
Конвейеры изготавливаются с применением полимернотканевых, резинотканевых, бескордовых, тканных, тефлоновых и других лент с различными аксессуарами и приспособлениями.

Управление конвейером может быть осуществлено при помощи стандартного пускателя в корпусе, шкафа управления для регулировки скорости, а также интегрировано в общую систему управления производственной линией.

Приводная станция к горизонтальному ленточному транспортеру предназначена для увеличения крутящего момента на приводном валу.

2 Кинематический и энергетический расчет приводной станции. Ориентировочный расчет валов

2.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

Мощность, передаваемая ведомым валом редуктора: N₂ = 6,0 кВт. Частота вращения ведомого вала редуктора n₂ = 253 мин^-1. Передаточное число u=1,4. Режим нагрузки: легкий. Срок службы приводной станции, Lh=10*10³ часов.

Определяем предварительное значение КПД привода [5, c.12]:

, (2.1)

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

.

Определяем требуемую мощность на ведущем валу привода Р':

, (2.2)

где Р_Т — мощность, передаваемая ведомым валом редуктора;

η_общ — общий КПД привода

.

Требуемая частота вращения электродвигателя

(2.3)
При заданном режиме нагрузки механизма принимается электродвигатель серии A4 типа 4А112M2У3 с номинальной мощностью P_ЭД = 7,5 кВт, асинхронной частотой вращения вала n_ЭД = 500 мин^-1, диаметр вала электродвигателя d_в = 32 мм.



Рисунок 2.2 – Электродвигатель асинхронный

2.2 Расчет параметров на всех валах

Мощности на валах привода:



Частоты вращения валов:



Крутящие моменты на валах привода



Угловые скорости на валах



Предварительно определяются диаметры валов привода из условия прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях



.

Таблица 2.2 – Результаты кинематического расчета

№ вала	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм	ω, с-1
1	7,5	500	143,25	52,33
2	7,2	357,14	192,53	37,38

3 Расчет зубчатой передачи редуктора

Исходные данные:

- мощность на колесе Р₂=7,2 кВт,

- крутящий момент на ведущем валу Т₁=143,25 Нм,

- крутящий момент на ведомом валу Т₂=192,53 Нм,

- частоты вращения валов n₁=500 мин^-1, n₂=357,14 мин^-1,

- передаточное число u=1,4,

3.1 Выбор материала зубчатых колес

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Механические характеристики сердцевины – σ_В=850МПа, σ_Т=550МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка ТВЧ до твердости 50 HRC, термообработка колеса – закалка ТВЧ до твердости 46 HRC.

3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:





Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

(3.1)

где с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, , частоты вращения шестерни и колеса,

- для шестерни:

циклов

-для колеса:

.

3.3 Определение допускаемых контактных напряжений

. (3.2)

Предел контактной выносливости:

[3];

,

.

S_H=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:

. (3.3)

Базовое число циклов N_HO:

[3],

[3].

m– показатель степени.

Т.к. то m₁=20,

m₂=6.

Тогда:



Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

.

3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

. (3.4)

Предел изгибной выносливости

[1].

[1].

S_F=1,75 – коэффициент безопасности [3].

Коэффициент долговечности:

, (3.5)

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ,

- базовое число циклов для всех сталей:



Принимаем Y_N=1.

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки



- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,



Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

,

.

3.5 Расчет геометрических параметров передачи

Рисунок 3.1 – Геометрические параметры цилиндрической передачи

Межосевое расстояние:

, (3.6)

- числовой коэффициент для прямозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент внешней динамической нагрузки, [5],

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3].

Принимается коэффициент ширины колеса относительно диаметра . [5]

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимается [5]

.

Принимается [5].

Ширина зубчатого венца колеса:

. Принимается

Ширина венца шестерни:

.

Принимается предварительно .

Модуль зацепления:

. (3.7)

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Число зубьев:

, (3.8)

.

Фактическое передаточное число:

(3.9)

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

. (3.10)

, .

Уточняется межосевое расстояние:



Диаметры вершин:

; (3.11)





Диаметры впадин:

; (3.12)





Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Окружная скорость колес:

.

Принимается 9-я степень точности [1].

3.6 Силы в зацеплении

Рисунок 3.2 – Силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

3.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений:

. (3.13)

Контактное напряжение в полюсе зацепления при определяют следующим образом:

. (3.14)

Коэффициент нагрузки определяют по зависимости

, (3.15)

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, [11],

– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

, (3.16)

где – удельная окружная динамическая сила,

, (3.17)

где , [11]

.



– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [11],

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

[11].

.

– коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес, для стальных колес ,

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, ,

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,





.

3.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле:

, (3.18)

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

, .

Тогда коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, рис. 8.20], ; .

Находим отношения:

, .

Так как , то расчет ведем по шестерне ( , .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила

. (3.19)

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

. (3.20)

Удельная окружная динамическая сила

; (3.21)

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51], .

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

.

Таким образом, удельная расчетная окружная сила

.

Тогда расчетные контактные напряжения

.

Проверочный расчет на изгибную прочность выполняется, т.к. .

4 Выбор конструкции и определение параметров цилиндрического колеса

Исходные данные: Модуль зубчатой передачи m=4 мм, ширина венца зубчатого колеса b₂=63 мм, диаметр ведущего вала d₁=30 мм.

Шестерня выполняется за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

; ; .

Колесо кованое:

; ; .

Диаметр ступицы



Длина ступицы



Принимаем

Толщина обода

Принимаем

Толщина диска

Диаметр отверстия в диске:





Рисунок 4.1 – Зубчатое колесо

5 Конструирование корпуса редуктора. Конструирование валов и подшипниковых узлов

Корпус редуктора выполняется литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412.

Для удобства сборки корпус выполняется разборным. Плоскость разъема проходит через ось выходного вала, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагается параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняются фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышка фиксируется относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Толщина стенок корпуса и крышки.

Принимается 8 мм

Толщина поясов корпуса и крышки.



нижнего пояса

Принимается р=21 мм.

Диаметры болтов:

– фундаментных



Принимается болты М16,

– крепящих крышку корпуса у подшипников



Принимается болты М12.

– соединяющих крышку с корпусом



Принимается болты М8.

Диаметр штифта .
При проектном расчете валов определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

, (5.1)

где Т – крутящий момент на валу, Н∙мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

Принимаем

Диаметр вала под подшипники

.

Принимаем

Диаметр вала под манжету

Принимаем

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем

Диаметр вала под подшипники

Принимаем

Диаметр вала под колесо

Принимаем

Диаметр вала под манжету

Принимаем .
На входной и выходной валы редуктора устанавливаем шариковые радиальные подшипники. Основные размеры и характеристики представлены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 – Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B		Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм			С		С0
207	35	72	17		35,1		17,8
210	50	90	20		43,2		27

6 Подбор и проверочный расчет подшипников

6.1 Расчет подшипников ведущего вала

Из конструктивных соображений выбирается подшипник 207.

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
207	35	72	35100

6.2 Расчет подшипников ведомого вала

Из конструктивных соображений выбирается подшипник 210.

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
210	50	90	43200

7 Расчет соединений «вал-ступица» с подбором посадок

7.1 Методика расчета

Исходные данные: Крутящий момент на ведущем валу Т₁=143,25 Нм, крутящий момент на ведомом валу Т₂=193,53 Нм.

Для закрепления на валах зубчатого колеса, шкива и муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 (рисунок 8.1).



Рисунок 7.1 – Шпоночное соединение
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2]:

, (7.1)

где T - крутящий момент на валу, ;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - заглубление шпонки в валу, мм;

l – полная длина шпонки, мм;

b- ширина шпонки, мм.

7.2 Шпонка под колесом

Для заданного диаметра вала ( ) выбираем сечение призматической шпонки , [5].

Длина шпонки



Принимаем .

.

, что меньше предельно допустимых

Принимается шпонка 161056 ГОСТ 23360.

7.3 Шпонка под муфтой

Для заданного диаметра вала ( ) выбираем сечение призматической шпонки , [5].

Длина шпонки



Принимаем .

.

, что меньше предельно допустимых

Принимается шпонка 12856 ГОСТ 23360.

7.4 Подбор посадок

Назначаем посадки основных деталей редуктора:

– зубчатого колеса на вал Н7/p6 [5];

– муфты и шкива на валы редуктора H7/k6 [5];

– фланцев в корпус H7/d9 [5];

– шпонки в вал P9/h9 [5];

– шпонки в ступицу P9/h9 [5].

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 [5], отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7 [5].

Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8 [5].

8 Выбор и проверочный расчет муфты

Исходные данные: Крутящий момент на ведомом валу Т₂=193,53 Нм, диаметр вала под муфтой d₂=40 мм.

Зубчатые муфты (рисунок 8.1) применяются для соединения валов, нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений.



Рисунок 8.1 – Зубчатая компенсирующая муфта
Зубчатая муфта выбирается по ГОСТ 5006 по крутящему моменту на выходном валу редуктора [5].

Принимается муфта 1000-40-1 ГОСТ 5006.

Диаметр отверстия в муфте для установки вала d=40 мм.

Проверка муфты производится по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2].

, (8.1)

где К=1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов [2]; - модуль зацепления; - число зубьев; -длина зуба [5].



, что меньше предельно допустимых .

9 Выбор способа смазки и смазочных материалов передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления производится маслом, заливаемым внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 25…30 мм. Смазывание подшипников осуществляется жидким маслом путем разбрызгивания. Объем масла определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

, принимаем .

Для смазывания принимается масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799.

Для контроля уровня смазки предусмотрена установка маслоуказателя.

Высота масла H_м=(0,2…0,3)d_a2=(0,2…0,3)x124=24,8…37,2 мм.

Принимаем конструктивно H_м=36 мм.

Смазка подшипников осуществляется пластичными маслами марки ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9494. Для предотвращения вымывания пластичной смазки подшипниковые камеры закрываются мазеудерживающими кольцами.

Заключение

В курсовой работе был спроектирован редуктор к горизонтальному ленточному транспортеру.

Были рассчитаны элементы и детали редуктора. На листах формата А1 и А3 выполнены чертежи привода, редуктора, тихоходного вала и зубчатого колеса.

Список использованных источников

1. 
   Кузьмин, А.В. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1 / А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 412 с.
   
2. 
   Кузьмин, А.В. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2 / А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 430 с.
   
3. 
   Иванов, М.Н. Детали машин / М.Н.Иванов. – М.: Высшая школа, 1991. – 480 с.
   
4. 
   Кузьмин, А.В. Расчёты деталей машин / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - Мн.: Высшая школа, 1986. – 386 с.
   
5. 
   Курмаз, Л.В. Детали машин, проектирование / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 310 с.
   
6. 
   Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов / Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.: Высшая школа, 1984. – 295 с.
   
7. 
   Подскребко, М.Д. Задания и методические указания к курсовому проекту по деталям машин/ М.Д. Подскребко - Мн.: Ротапринт БАТУ, 1993. – 116 с.
   
8. 
   Агейчик, В.А. Детали машин и основы конструирования. Часть 1: методическое пособие по выполнению курсового проекта / В.А. Агейчик и др. – Мн.: БГАТУ, Кафедра сопротивления материалов и деталей машин, 2007. – 197 с.
   
9. 
   Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев – М.: Высшая школа, 1978. – 315 с.
   
10. 
    Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 345 с.
    

Приложение