Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 16 Мая 2013 в 17:08, курсовая работа

Описание работы

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используются муфты.
Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.
Выпуск предусматривается крупносерийный.

Содержание работы

1. Введение
2. Кинематический расчет
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и термообработки
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность
3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность
3.3 Определение основных параметров передачи
3.4 Определение сил в зацеплении
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность
3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность
4. Предварительный расчёт валов
4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала
4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала
4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала
5. Выбор муфт
6. Выбор подшипников
6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника
6.2. Выбор схемы установки подшипников
6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала
6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах
6.3.2 Проверка долговечности подшипников
7. Конструирование элементов цилиндрической передачи
8. Расчёт шпонок
9. Уточнённый расчёт валов
9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9.2. Проверка статической прочности вала
9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала
10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости
11. Смазка редуктора
12. Конструирование крышек подшипников
13. Конструирование корпуса редуктора
14. Конструирование рамы
15. Сборка редуктора и монтаж привода
15.1 Сборка редуктора
15.2 Монтаж привода
Заключение
Список литературы

Файлы: 1 файл

расчет ленточного транспортера.docx

— 387.17 Кб (Скачать файл)

Проверка на статическую  грузоподъемность:

Расчет подшипника на заданный ресурс:

Эквивалентная нагрузка на подшипник:  

 

Рr= (XVR +YFa) KбKm

Так как нагрузка F= 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0

V = l - коэффициент учитывающий  вращение колец;

Кб = 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице;

Кт = 1 - температурный коэффициент.  

 

Рr= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H

Расчётная долговечность  подшипника в часах:

где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

а= 1 - коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;

k = 3 - показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс  , то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.

При требуемом ресурсе  надежность выше 90%.

 

7. Конструирование  элементов цилиндрической передачи

Шестерни выполняем как  единое целое с валом, размеры  этой детали определены ранее.

Рис. 7.1

При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей  токарной обработкой. Представленная на рис.7.1 конструкция колеса имеет  несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую  способность.

Размеры колес вычисляем  в зависимости от диаметров валов  под колеса и ширин колес вычисленных  ранее.

Колесо быстроходной ступени:

Диаметр ступицы:

dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм 

 

принимаем dcm= 105 мм.

Толщина зубчатого венца:  

 

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм

Рис. 7.1


 

принимаем S = 10 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм

принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем  точной механической обработки на диске  колеса применим выточки, при этом толщина  диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр  посадочного отверстия назначаем  поле допуска Н7, на шпоночный паз  поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности  зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость  остальных поверхностей Ra6.3.

Колесо тихоходной ступени:

Диаметр ступицы:

dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм

принимаем dcm= 130 мм.

Толщина зубчатого венца:

S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм

принимаем S = 18 мм.

Фаска:

f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм

принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем  точной механической обработки на диске  колеса применим выточки, при этом толщина  диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр  посадочного отверстия назначаем  поле допуска Н7, на шпоночный паз  поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для  отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности  зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость  остальных поверхностей Ra6.3.

 

8. Расчёт  шпонок

Для соединения валов с  деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые  по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости  от диаметра соответствующего вала.

Шпонка соединения полумуфты  и быстроходного вала:

,

где h = 8 мм - высота шпонки; d = 40 мм - диаметр выходного конца  вала; [σсм] = 180Н/мм- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:

где h = 11 мм - высота шпонки; d = 60 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения тихоходного  вала и колеса:

где h = 14 мм - высота шпонки; d = 86 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения полумуфты  тихоходного вала:

где h = 12 мм - высота шпонки; d = 70 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм- допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78

 

9. Уточнённый  расчёт валов

9.1 Построение  эпюр изгибающих и крутящих  моментов

Применяя метод сечений  строим эпюры изгибающих моментов в  плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.9.1.

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего  момента:

My max = 245157 Н · мм

Mx max = 519788 Н · мм

Mкр max = 2746540 Н · мм

9.2. Проверка  статической прочности вала

Для тихоходного вала опасным  является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.

Геометрические характеристики сечения:

Момент сопротивления  изгибу:

Момент сопротивления  кручению:

Напряжение от изгиба:

,

где 

 - коэффициент перегрузки, для асинхронных  двигателей 

Fmax = 0 - т.к отсутствует осевая сила

Напряжение от кручения:

,

где 

Частные коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность обеспечена, т.к  ;  , где 

9.3. Проверка  усталостной прочности тихоходного  вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной  прочности состоит в определении  коэффициентов запаса прочности S для  опасных сечений и сравнении  их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 - 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для  предположительно опасного сечения  вала, место посадки колеса на вал - концентрация напряжений обусловлена  действием максимальных моментов.

Для опасного сечения вычисляем  коэффициент S:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Напряжения в опасном  сечении:

Пределы выносливости вала в  рассматриваемом сечении:

;  ,

где   и   - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;   и   - коэффициенты снижения предела выносливости:

где   и   - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;   и   - коэффициенты влияния качества поверхности; K- коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение   и  ).

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:

, где

 - коэффициент чувствительности  материала к ассиметрии цикла  напряжений.

Сопротивление усталости  вала в данном сечении обеспечивается.

 

10. Конструктивные  элементы валов, допуски, посадки  и шероховатости

На выходные участки валов, предназначенные для установки  полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках с диаметром  под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.

Шероховатость участков валов  сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указанной выше), шероховатость  галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra 6.3.

 

11. Смазка  редуктора

Применим картерную систему  смазывания.

Для смазки передачи принимаем  масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр.173 [3] глубина погружения в масло  колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2т, но не менее 10 мм.

Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в  подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора  предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла  предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора  в связи с нагревом масла и  воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость  корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в  верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей  отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания  смазочного материала из подшипниковых  узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги  принимаем для обоих валов  манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников  в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.

 

12. Конструирование  крышек подшипников

Крышки подшипников принимаем  привертными в соответствии с  рис.12.1

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании  крышки является диаметр отверстия  в корпусе под подшипник. Толщину  стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра.

Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.

Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.

Толщина флаца крышки:

δ=1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ= δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм

Расстояние от поверхности  отверстия под подшипник до оси  крепёжного винта: 

 

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.

Толщина фланца крышки:

δ=1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ= δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:

Dф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм

Расстояние от поверхности  отверстия под подшипник до оси  крепёжного винта: 

 

C = d = 10 мм

Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.

Информация о работе Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт