Курсовой проект
на тему:
«Привод конвейера»
Харьков 2010
1. Кинематический расчет привода
1.1Определение параметров исполнительного органа
Подбор лентыдля транспортёра.
F=F1-F2,
где F – сила тяги перемещениягрузов;
n=10…13 – коэффициентзапаса.
SH= 2Р – усилие внабегающей части
[F]=100 м/Н – допускаемоеразрывное усилие.
/> [1]
/>=350 мм – ширинабарабана;
i – число прокладок ленты;
Принимаем i=2.
Изсправочника выбираем ленту: Лента 2Т-300–2-ТК-100–8–2-Т-1 ГОСТ 20–85. Тип 1, шириной300 мм, с 2 прокладками из ткани ТК-100, с рабочей обкладкой толщиной 8 мми нерабочей 2 мм из резины класса Т.
1.2 Подборэлектродвигателя
От характеристик выбранного двигателя (мощность, частотавращения) во многом зависит конструкция всего механизма в целом.
/>,
где V – скоростьтранспортирования грузов;
D – диаметр барабана;
Потребная мощность на барабане:
/>,
Где F – сила тяги для перемещения грузов.
Вычислим общий КПД механизма />:
/>
где /> – дляконвейера;
/>-для компенсирующей муфты;
/> –КПД упругой муфты,
/> –для тихоходной ступени;
/> –КПД подшипников.
/> –КПД зубчатого зацепления;
Потребная мощность двигателя:
/>.
Подберем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором истандартным значением мощности />.
Определим необходимое передаточное отношение редуктора, взависимости от стандартных значений частоты вращения вала двигателя по формуле:
/>.
Выберем двигатель 4АС80В2У3 ГОСТ 15150–69 (2,5 кВт, частотавращения-2745, КПД 76%). Трехфазный асинхронный двигатель, четырехполюсный.Климатического исполнения «У», категории 3.
Пересчитаем потребное значение передаточного отношенияредуктора:
/>
/>2. Определениечастот вращения и вращающих моментов на валах
Разделим нашепередаточное отношение по ступеням и определим его значения на валах.Результату расчетов:
/>
/>
/>=/>/> />/>
Знаячастоты вращения валов и предаваемую мощность, определим вращающие моменты навалах:
/>
/>
/>/>
/>/>
3. Расчет зубчатойпередачи
Результатырасчета зубчатой передачи сведены в таблицы.
Исходные данные
Наименование параметра
Обозначение
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Мощность, кВт
P 2,3 2,1 Передаточное число
U 3,85 4,57
Частота вращения, мин-1
n 2745 713 Срок службы, ч
Lh
20000 Режим работы
постоянный
Тмах/Тном
2 Угол зацепления, град
Степень точности
8-B Заготовка Шестерня
поковка Колесо
поковка Марка стали Шестерня
30ХГСА Колесо
Термообработка Шестерня
Закалка ТВЧ Колесо
Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC Шестерня
HB
55
55 Колесо
60
60 Смещение Шестерня
x Колесо Количество зубьев Шестерня
Z
26
23 Колесо
100
105 /> /> /> /> /> />
Определение допускаемых контактных напряжений
Наименование параметра
Обозначение
Формула
Значения для ступени
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Количество нагружений за один оборот
с Ш 1 1 К 1 1 Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн.
Nk
Nk=60∙c∙n∙Lh Ш 3.29e9 0,856e9 К 0,856е9 184,5е6 Базовое число циклов, млн.
NHB
NHB=30∙(HB)2.4 Ш 358,6е3 358,6е3 К 555е3 555,5е3 Показатель степени
m
т. к. Nk> NHB Ш 20 20 К 20 20 Коэффициент долговечности
ZN
ZN=/> Ш 1,578 1,476 К 1,444 1,338 Коэффициент запаса прочности
SH
для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев Ш 1.2 1.2 К 1.2 1.2 Предел контактной выносливости, МПа
уHlim
уHlim=17HRC+200 Ш 1135 1135 К 1380 1380 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[у]H
/> Ш 718 768 К 938 1013 Принятое
718
768
Определение делительного диаметра и модуля
Наименование параметра
Обозначение
Формула (источник)
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHв
ГОСТ 21354–87
1,36
1,07 Вспомогательный коэффициент
Kd
Для прямозубых передач
Kd=770
770 Относительная ширина венца
Шbd
Для проектировочного расчета
0,6 Крутящий момент на шестерне, Hм
T
/>
8
28,2 Расчетный делительный диаметр, мм
dW
/>
30,6
55,8 Модуль, мм Расчетный
m
/>
1,18
2 Принятый
m
ГОСТ 9563–60
2
1,5 Делительный диаметр, мм Шестерня
dW
/>
46,97
34,5 Колесо
180,64
157,5 Межосевое расстояние, мм
aW
/>
-
96 Ширина венца, мм Расчетная
bW
/>
5,9
27,5 Принятая
20
20
Определение допускаемых напряжений
для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб
Наименование параметра
Обозначение
Формула
Значения для ступени
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Количество циклов нагружения.
Nk
Nk=60∙c∙n∙Lh
Ш
К 3.29e9 0,856e9 0,856e9 184,52е6 Базовое число циклов.
NFв
Для обоих колес:
Ш
К 4e6 4e6 Показатель степени
m
Для данного вида термообработки />
Ш
К 9 9 Коэффициент долговечности
YN
/> Ш 1 1 К 1 1 Коэффициент, учитывающий размеры колеса
Yx
/> Ш 1.04 1.05 К 1.02 1.03 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки
Yk
Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то:
Ш
К 1 1 Коэффициент запаса прочности
SF
По табл. 2.4[6]
Ш
К 1.7 1.7 Предел выносливости при изгибе, МПа
уFlim
По табл. 2.4[6]
Ш
К 580 580 Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[уF]
/> Ш 356 356,8 К 349,7 351,5 Допускаемое контактное напряжение, МПа
[у]H
/> Ш 718 768 К 938 1013 Предел выносливости при изгибе, МПа
уFlimmax
По табл. 2.4[6]
Ш
К 2250 2250 Коэффициент запаса прочности
SFmax
ГОСТ 21354–87
Ш
К 2 1.7 Допускаемое напряжение при изгибе, МПа
[уF]max
/> Ш 1174 1384 К 1153 1364
Проверочный расчет на контактную выносливость
Наименование параметра
Обозначение
Формула (источник)
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
/>
для эвольвентного зацепления 2.5
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5
/>
для сталей 190 Коэффициент торцового перекрытия
/>
/> 2,036 2,05 Окружная скорость, м/с
V
/> 6,75 1,29 Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля
/>
без модификации ГОСТ 21354–87 0.14 Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс
/>g0
для модуля до m=4
ГОСТ 21354–87 4.7 Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
WHV
/> 42,81 4,63 Окружная сила, Н
Ft
/> 341 1634 Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку
KHV
/> 3,51 1.06 Относительная ширина венца
Шbd
/> 0,43 0.6 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KHв
ГОСТ 21354–87 1.36 1.07 Коэффициент нагрузки
KН
/> 4,78 1.13 Действующее контактное напряжение, МПа
/>
/> 686 748 Сравнение с допускаемым, %
/>
/>/> -4,4 -2,5 /> /> /> /> /> />
Определение действующих напряжений для расчета на изгиб
Наименование параметра
Обозначение
Формула
Значения для ступени
Быстроходная ступень
Тихоходная ступень Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
YFS
/> Ш 4,75 4,04 К 4,2 3.6 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
KFв
/> 3,61 1.06 Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку
KFV
/> 3,61 1,06 Коэффициент нагрузки
KF
/> 13,03 1.12 Действующее изгибное напряжение, МПа
[уF]
/> Ш 247 248 К 218 220 Сравнение с допускаемым
/>
/>/> Ш -30,6 -30,6 К -37,6 -37,3
Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. Прирасчете на контактную прочность недогрузка составляет -4,4% и -2,5% длябыстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные имаксимальные напряжения недогрузка колес более 30%. Определение геометрическихи других параметров колеса и шестерни.
Значения линейных размеров в миллиметрахНазвание Формула Быстроходная ступень Тихоходная ступень Делительный диаметр шестерни
/> 47 34,5 Делительный диаметр колеса
/> 180 157,5 Диаметр вершин шестерни
/> 56 37,5 Диаметр вершин колеса
/> 201 160,5 Диаметр впадин шестерни
/> 48 30,75 Диаметр впадин колеса
/> 198 153,75 />
4. Проектирование валов/>4.1Проектировочный расчет валов
Определим диаметры валов из расчета только на кручение последующей формуле:
/>,
где
/> –момент сопротивления круглого сечения при кручении.
Значение условного допускаемого напряжения выбирают издиапазона />
· быстроходный: /> примем />;
· на промежуточном: /> примем />;
· на тихоходном: /> примем />.
После определения минимальных значений диаметров валов намнеобходимо спроектировать вал с расчетом на свободную установку зубчатогоколеса (шестерни), подшипников и уплотнений, а так же точной фиксации всехэлементов в осевом направлении на нем. Для этого сделаем вал со ступенчатымизменением диаметров по длине.
/>5.Выбор типа и схемы установки подшипников
В первом приближении выберем подшипники, подходящие подиаметру вала:
· на быстроходный вал подшипники легкойсерии;
· на промежуточный – легкой;
· на выходной – средней.
При дальнейших расчетах нагрузки, действующей на них, будемподбирать наиболее оптимальные подшипники, удовлетворяющие всем условиям.
Так как в конструкции редуктора используются прямозубыепередачи, то основными нагрузками, действующими на подшипники, будут радиальныесилы и окружные силы, а осевые силы будут незначительными. Поэтому выберемшариковые радиальные однорядные подшипники:
В конструкции имеются и конические передачи, в которыхимеют местоосевые силы, поэтому на быстроходный и промежуточныйвалы устанавливаем шариковые радиально – упорные подшипники.
/>6. Выбор муфт
Муфты подбираются по диаметру вала и расчетному значениювращающего момента, который для каждого типа муфт определяется по определеннойформуле.
/>.
Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой Муфта 8–1–38–1-У2ГОСТ 20884–82, так как она имеет более простую конструкцию и малую стоимость, атакже содержит небольшое количество деталей, что снижает вероятность выхода ееиз строя. [3]
Расчетное значение вращающего момента
/>.
Выбираем компенсирующую упругую втулочно-пальцевую муфту,так как она имеет допускаемое радиальное смещение. Муфта 250–32–58-У3 ГОСТ21424–75. [3]
/>7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
Подшипник – это техническое устройство, являющееся частьюопоры, которое поддерживает вал, ось или иную конструкцию, фиксирует положениев пространстве, обеспечивает вращение, качание или линейное перемещение (длялинейных подшипников) с наименьшим сопротивлением, воспринимает и передаётнагрузку на другие части конструкции.
Стандартные подшипники выбираем по динамическойгрузоподъемности. Она определяется следующим образом:
/>;
где
/> –расчетный ресурс;
/> –для шариковых подшипников;
/> –коэффициент надежности, /> – длянадежности 0.9;
/> –коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал иусловия эксплуатации, /> — для обычныхусловий эксплуатации;
/> –эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников,
/> –радиальная нагрузка,
/> –коэффициент вращения, /> – при вращениивнутреннего кольца,
/> –коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;
/> –температурный коэффициент (при />).
В расчете участвует сила />,которую создает муфта, зависит от типа муфты. Необходимо приложить ее в месте,где она может иметь наибольшее влияние. Точка приложения – середина шпонки.
Расчетной схемой для вала, опирающегося на подшипники, являетсябалка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные и силы трения)рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, что коэффициент тренияв зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированным поверхностям зубьев ихорошей смазки.
Быстроходный вал
Схема
/>
Вал
Разм
Формула
Результат
a
мм
Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора
34,99
b
80
c=d
24,74
Ft
Н
/>
340,643
Fr
/>
119,99
Fа
/>
31,21
RAB
/>
-27,945
RAГ
/>
105,319
RBB
/>
147,935
RBГ
/>
-445,979
Rэ
/>
458,246
P
/>
595,72
L
/>
2851,589
Cp
/>
9548,1
№ подш-ка
36205
Сp(Н)
9100
Промежуточный валСхема
/> a мм
Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора
23,53 b
46,45 с
22,97 Ft1/Ft2 Н
/>
340,643/1,635 Fr1/Fr2
/>
31,21/0,6
RAB Н
/>
93,434
RАГ
/>
-254,006
RВB
/>
-124,489
RВГ
/>
-85,0017
RA
/>
267,852 P
/>
348,2071 L
/>
3602,308
CP Н
/>
5581,03
№
Подшипника
36203К6
CP, (Н)
5750
Тихоходный валСхема
/>
Вал
Разм.
Формула
Результат
a
мм
Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора
26
b
26
с
63
Ft
Н
/>
1.635
Fr
/>
0.6
Fm
Для муфты/>
114.29
RAB
/>
-0.3
RАГ
/>
-139.284
RВB
/>
-0.3
RВГ
/>
251.939
RA
/>
287.878
P
/>
374.241
L
/>
27715.08
Cp
/>
5998.294
№
Подшипника
1000908
CP, (Н)
12200
/>8. Расчет шпоночных соединений
Шпонка – деталь, предназначенная для передачи крутящегомомента между валом и установленной на нем детали (зубчатое колесо, полумуфта).
Основным расчетом для шпонок является расчет на смятие впредположении равномерного распределения давления по поверхности контактабоковых граней шпонки. Высота (h) и ширина (b) подобраны таким образом, чтобы при расчете на смятиешпонку не нужно было бы рассчитывать на срез (ГОСТ 23360–78)
/>,откуда расчетная длина шпонки равна
/>,где
Т – вращающий момент на валу;
/> –допускаемое напряжение смятия;
/>-предел текучести материала шпонки.
Материалом шпонок назначим Сталь 45 ГОСТ 1050–88./> МПа.
Сопрягаемый элемент
d, мм
Стандартные bxh
Длина, мм
Обозначение
Стандартная (диапазон)
Расчетная
Принятая
Упругая полумуфта
22
5х5
10–56
5,3
10
Шпонка
5х5х10
ГОСТ 23360–78
Колесо быстроходной ступени
20
6х6
14–70
14
14
Шпонка 6x6x14
ГОСТ 23360–78
Колесо тихоходной ступени
44
12х8
28–140
17,6
28
Шпонка
12х8х28
ГОСТ 23360–78
Компенсирующая полумуфта
32
10х8
22–110
22
Шпонка
10х8х22
ГОСТ 23360–78 />
9. Проверочный расчет валов
Условие статической прочности выглядит так:
/>,
где
/> –запас статической прочности;
/> –предел текучести материала.
Для проверочного расчета валов составим расчетную схему.Вал представим как балку на двух опорах. Построим эпюры изгибающих и крутящихмоментов.
Опасным является сечение вала рядом с опорой В-галтель.Величины реакций опор нам известны из проверочного расчета подшипников.Выполним проверку вала на прочность в этом сечении.
Мг, Нмм
/>
3621,384
/>МВ,Нмм
/>
7200,27
/>,Нмм
/>
7447,501
/>
2
d, мм
40
/>,МПа
/>
28,856
/>,МПа
30ХГСА
600
S
/>
4,9>1,5
условие прочности удовлетворяется
Расчет на сопротивление усталости проводят в форме проверкикоэффициента запаса прочности по усталости.
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостнойпрочности определяется по формуле
/>,где
/> –коэффициент запаса по нормальным напряжениям;
/> –коэффициент запаса по касательным напряжениям;
/> –предел выносливости материала при изгибе;
/> –предел выносливости материала при кручении;
/> –коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений;/> – амплитудные напряжения;
/> –средние значения напряжений.
Напряжения кручения изменяются пропорционально изменениюнагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузкимашины в условиях эксплуатации, тогда расчет выполняют условно по номинальнойнагрузке, а цикл напряжений принимают симметричным для напряжений изгиба иотнулевым для напряжений кручения.
/>
/> –суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивлениеусталости при изгибе и кручении – коэффициенты перехода от пределоввыносливости образца к пределу выносливости детали;
/> – коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения;
/> –коэффициент влияния шероховатости поверхности;
/> –коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением;
/> –эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Механические характеристики стали 30ХГСА: твердость НВ неменее 240;
/> МПа,/> Мпа, /> Мпа, /> Мпа;
/>,/>.
Проведем расчет вала на усталостную прочность. Коэффициентыв формулах выбираются в зависимости от концентратора напряжений.Место расположения шпонка
/>, Мпа из справочника 550
/>, Мпа из справочника 320
/>, Мпа
/> 16,108
/>, Мпа
/> 16,544
/> 0,7
/> 1
/> 2
/> 2,3
/> 2,15
/>
/> 1,643
/>
/> 1,536
/>
/> 12,091
/>
/> 7,622
/>
/>
6>1.5
Условие прочности удовлетворяется />
10. Расчет и конструированиеэлементов корпусных деталей и крышек подшипников
электродвигатель вал передача подшипник
Корпусные детали предназначаются для обеспеченияправильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятиянагрузок, действующих в редукторе, защиты рабочих поверхностей зубчатых колес иподшипников от инородных частиц окружающей среды, защиты от выброса масла вокружающую среду при работе редуктора, отвода теплоты, а также для размещениямасляной ванны.
Корпус редуктора состоит из собственно корпуса и крышки,которые отливаются из чугуна. Основными элементами корпуса являются его стенки,лапы, фланец корпуса, прилегающая к фланцу крышка и гнезда для подшипников сребрами жесткости. В нижней части корпуса имеется резьба для маслоспускнойпробки. Предусмотрен также прилив для маслоуказателя.
Для транспортировки корпусных деталей и редуктора в сбореего крышка снабжена подъемными ушами.
Габаритные размеры корпусных деталей выясняются прикомпоновке редуктора, они в основном определяются типом, размерами иотносительным расположением деталей передачи.
Максимальный крутящий момент:
/>
Элемент
Формула
Значение
Толщина стенки корпуса
/>
Расч. 3,77
Прин. 6
Толщина стенки крышки
/>
Расч. 3,4
Прин. 6
Толщина ребра
/>
Расч. 4.8
Прин. 5
Диаметр фундаментных болтов
/>
Расч. 8
Прин. 12
Диаметр фланцевых болтов
/>
Расч. 6,35
Прин. 10
Толщина фундаментных лап
/>
Расч. 18
Прин. 18
Толщина фланца
/>
Расч. 15
Прин. 15
Толщина подъемных ушей
/>
Расч. 10
Прин. 10
Ширина фланца
/>
Расч. 32,4
Прин. 33
/>11. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
Смазочные материалы применяют с целью уменьшенияинтенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностейтеплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии.Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины. Крометого, стабильность коэффициента трения и демпфирующие свойства слоя смазочногоматериала между взаимодействующими поверхностями способствуют снижениюдинамических нагрузок, увеличению плавности и точности работы машины.
Применим комбинированный способ смазки. Зубчатые колесапогружаются в масло, залитое в нижнюю часть корпуса (картер). А смазкаподшипников качения осуществляется маслом, которое разбрызгивается зубчатойпередачей. По времени – это непрерывное смазывание.
Емкость ванны для масла такова, при которой на каждыйкиловатт передаваемой мощности приходится 0,5 л масла. Таким образом, вкартер необходимо залить масло в количестве 0,5∙5=1,25 л.
Экономичность и долговечность машины в большой степенизависят от правильности выбора смазочного материала. Поэтому масло следуетвыбрать исходя из рекомендации справочников
Из рекомендуемого выбираем масло РП-150. Ту38–01451–79.
Но для надёжного смазывания масла наливаем так, чтобызубчатое колесо окуналось в него на всю ширину венца. Кол-во масла контролируемпри помощи щупа.
/>12. Расчет и конструирование исполнительного органа привода
Исполнительным органом привода конвейера длятранспортирования грузов является барабан. Барабан служит для придания движениятранспортировочной ленте.
Ширина барабана равна 350 мм, диаметр барабана D=160 мм.(по усл.)
Вал барабана нагружен таким же крутящим моментом, как ивыходной вал редуктора. Поэтому при приближенном расчете получим то же среднеезначение диаметра. Принимаем: диаметр входного конца вала (по муфте) 60 мм;диаметр в месте посадки подшипников 70 мм. Длины участков определяем впроцессе конструирования.
Приводной вал имеет большую длину и подвержен значительнымпрогибам под действием внешних нагрузок, поэтому подшипники должны допускатьзначительные перекосы. В связи с этим выбираем радиальные двухрядныесферические шарикоподшипники.
Необходимо определить динамическую грузоподъемность, чтобыподобрать из стандартных соответствующий подшипник.
Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал наподшипниках заменяем балкой на опорах.
Рассмотримрасчетную схему приводного вала.
/>
Усилие S0=Р/2=*1500/2=750 Н.
Усилие от муфты Fм=114,29 Н.
Определим реакцию в опоре В.
/>
Аналогично определяем реакцию Rа=877,5
Динамическая грузоподъемность подшипника
/>,где
/> –коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности – для надежности0.9,
/> –коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал иусловия эксплуатации – для обычных условий работы,
Динамическая грузоподъемность.
/> (Н).
Выбираем радиальный двухрядный сферический подшипниксредней серии, имеющий обозначение №53507 ГОСТ 24696–81 (Рис. 15) иследующие данные:
· динамическая грузоподъемность />;
· внутренний диаметр />;
· наружный диаметр />;
· ширина />;
Фиксация вала осуществляется двумя сферическими двухряднымиподшипниками. Выбираем из стандартных корпуса типа ШМ 140 ГОСТ 13218.1–80 икрышки торцовые ГОСТ 18512–73 [1]
Одну из опор выполняем фиксирующей (после полумуфты), авторую – плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления итемпературные деформации.
Расстояние между опорами 455 мм.
/>13. Конструирование плиты
Установочная рама предназначена для объединения механизмовпривода в установку, монтируемую на фундаменте.
Конструкция установочной плиты разрабатывается на основеэскизной компоновки.
Сначала вычерчиваем контур электродвигателя, затем всоединении с валом электродвигателя муфту, контур редуктора. В результатевыясняем разность высот центров осей электродвигателя и редуктора и расстояниемежду болтами их крепления к плите.
Места под крепеж необходимо фрезеровать. Креплениесборочных единиц выполняют болтами. Крепление рамы к фундаменту выполнимфундаментными Г-образными болтами.
/>Выводы
В данной курсовой работе был спроектирован конвейер длятранспортировки грузов. Особенного расчета потребовал редуктор.
Прочность конструкции обеспечивается применениемразнообразных сталей и чугунов. Ответственные детали рассчитаны с учетоммножества факторов влияющих на работу этих деталей. Конструированиепроизводилось из условия минимума массы. Максимально использовались стандартныедетали и узлы: подшипники, корпуса, торцевые крышки, крепежные изделия; чтопозволяет существенно снизить стоимость агрегата и обеспечить высокую точностьв соединениях. Поверхности зубчатых колес имеют высокое качество поверхности иподвергаются смазке картерным способом. Для обеспечения герметичности стыкиуплотняются герметиком, в местах выхода и входа валов применяются манжеты.Редуктор имеет проушины для транспортировки. На крышке расположено смотровоеокно для проведения осмотра состояния зубчатых колес, подшипников и валов.
К недостаткам редуктора можно отнести высокий уровень шума,так как зубчатые колеса быстроходной ступени имеют малую жесткость в виду большихрадиальных габаритов и малой ширины. Поэтому может возникать шум высокойчастоты. Этот недостаток можно устранить дополнительной шумоизоляцией стыков,либо накрыть редуктор шумопоглощающим кожухом.
Для привода конвейера был спроектирован барабан и подшипниковыеузлы. Барабан состоит из оболочки и торцевых крышек, которые свариваются междусобой и привариваются к валу. Подшипники рассчитаны на заданный ресурс и имеютвозможность компенсации угловых смещений вала, что положительно при наличииперегрузок, позволяет устанавливать привод на раму с меньшими требованиями поточности.
Данный конвейер можно применять в цехах при серийном,массовом производствах в целях увеличения продуктивности труда путем уменьшениявремени переходов при транспортировочных операциях.
/>Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочникконструктора-машиностроителя. В 3-х т. – М.: Машиностроение, 1979.
2. И.П. Копылов и др. Справочник поэлектрическим машинам. Том I М. Энергоатомиздат, 1988 – 456 с.
3. А.Е. Шейнблит.Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Высшая школа», 1991.432 с.
4. Назин В.И. Проектированиеподшипников и валов. Учебное пособие. – Х.: «ХАИ», 2004. – 220 с.
5. Кузьминов Ф.Ф., Пшеничных С.И. Подбормуфт. Конструкция, основы расчета. Учеб. пособие по курсовому и дипломномупроектированию. – Х.: «ХАИ», 2006. – 103 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин.Под общей редакцией В.Н. Кудрявцева. Учеб. пособие для машиностроит.специал. вузов. – Л.: Машиностроение, 1984. – 400 с.
7. Иванов В.Н. и Иванов М.Н. Деталимашин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. – М.:«Высшая школа», 1975. – 551 с.