Новосибирская государственная академия водноготранспорта
Кафедра«ТММ и ДМ»
ПРИВОДЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРАПояснительнаязаписка
Новосибирск 2005 г.
Содержание
Техническое задание
Введение
1. Подборэлектродвигателя и определение крутящих моментов
2. Расчет прямозубойцилиндрической передачи
2.1 Определениедопускаемых контактных напряжений
2.2 Определениедопускаемых напряжений изгиба
2.3 Определение основныхпараметров
2.4 Проверка наконтактную выносливость
2.5 Проверка на изгибнуювыносливость
2.6 Силы, действующие взацеплении
3. Расчет деталейредуктора
3.1 Проектирование валовредуктора
3.2 Расчет тихоходноговала редуктора
3.3 Расчет подшипниковкачения на тихоходном валу
3.4 Расчет шпоночногосоединения
4. Расчет муфт
5. Технико-экономическиепоказатели
Спецификация редукторацилиндрического
Спецификация приводацепного конвейера
ВведениеТехнический уровень всехотраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развитиямашиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплекснаямеханизация и автоматизация производственных процессов в промышленности,строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Объектом курсового проекта является привод цепного конвейерас червячным редуктором.
Редукторы бывают: червячные, цилиндрические, конические,волновые и т.д. Чаще всего они выполняются в виде отдельного механизма,служащего для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, а также понижает угловую скорость на валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса, который может быть получен припомощи литья или сварки. В самом корпусе уже располагают отдельные части: валы,зубчатые колеса, подшипники и др. Литье корпусов обычно применяют при серийномпроизводстве так как это более целесообразно, и изготавливают чаще всего изчугуна.
Впроцессе проектирования по курсу детали машин ставится целью использовать опытконструирования унифицированных передач, накопленный в промышленности.Проектируемый редуктор может быть общего или специального назначения. Редукторыспециального назначения допускается выполнять с нестандартными параметрами.Однако при проектировании даже нестандартных редукторов необходимо широкоиспользовать стандартные и нормализованные стали.
Для передачикрутящего момента от двигателя к редуктору, либо от редуктора к рабочей машинеиспользуют различные передачи, такие как ременные цепные, но чаще всегоиспользуют муфты. Конструкция муфт разнообразна. Тип муфты выбирают взависимости от тех требований, которые предъявляются к ней в данном приводе.Муфта должна компенсировать несоосность валов, уменьшать динамические нагрузки,предохранять привод от перегрузки и т.д.
Еслистандартные муфты не удовлетворяют условиям конструкции, проектируютспециальные муфты. Основной паспортной характеристикой любой муфты являетсякрутящий момент, на передачу которого она рассчитана.Так жерассматривают редуктор по технико-экономическим показателям для определения истремлению к мировому уровню машиностроения.
1.Подбор электродвигателя для привода и определение крутящих моментов на валах
Определяеммощность привода цепного конвейера
/>, (1)
/>.
Необходимаямощность двигателя
/>, (2)
где />– общий к.п.д. привода.
Из заданнойкинематической схемы привода /> определяетсязависимостью
/>, (3)
где />– к.п.д. зубчатой передачи;
/>– к.п.д. муфты;
/>– коэффициент,учитывающий потери в опорах вала;
/>– число валов.
/>– число муфт
/>.
Определяемнеобходимую мощность двигателя по формуле (2)
/>.
Выбираемэлектродвигатель 132S8/720 номинальной мощностью />ичастотой вращения />.
Угловаяскорость быстроходной ступени редуктора
/>, (4)
/>.
Определяемугловую скорость барабана
/>, (5)
/>.
Общеепередаточное отношение привода
/>, (6)
/>.
Находимугловую скорость на тихоходном валу редуктора
/>, (7)
/>.
Вычисляемкрутящие моменты на валах привода
/>,
/>,
2. Расчетпрямозубой цилиндрической передачи
2.1Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемоеконтактное напряжение определяем по формуле
/>, (8)
где />– предел контактнойвыносливости, МПа;
/>– коэффициент запасапрочности;
/>– коэффициентдолговечности;
/>, /> – коэффициент, учитывающийшероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
/>– коэффициент,учитывающий окружную скорость;
Для зубчатыхколес назначаем сталь 40Х с термообработкой: улучшение+закалка Т.В.Ч – дляколеса HB=280, сталь 35ХМ. – для шестерни с термообработкой улучшение +закалка HRC=53, HB=295. Определяем пределы контактной выносливости:
– дляшестерни />;
– для колеса />.
Коэффициентзапаса прочности />. Принимаем />.
Коэффициентдолговечности определяется по формулам:
/> при />, (9)
где />– базовое число цикловнапряжений, соответствующее пределу выносливости;
/>– эквивалентное числоциклов напряжений.
/> при />.(10)
Эквивалентноечисло циклов напряжений определяется по формуле
/>, (11)
где />– коэффициент приведенияпеременного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму;
/>– число зацеплений зубаза один оборот колеса;
/>– продолжительностьработы передачи за расчетный срок службы, ч.
Коэффициент /> определяется по формуле
/>, (12)
где />, />– максимальное ипромежуточное значения крутящих моментов;
/>– соответствующие этиммоментам частота вращения и продолжительность работы.
Продолжительностьработы передачи за расчетный срок службы
/>,
/>.
Используюформулу (12) определим коэффициент />, сучетом того, что />
/>,
/>.
Определяембазовые числа циклов напряжений по формуле
/>,
/>.
Определяемэквивалентные числа циклов напряжений по формуле (12)
/>
/>
Коэффициентыдолговечности />т.к. /> и />.
Определяемдопускаемое контактное напряжение по формуле (8) для шестерни и колеса
/>,
/>.
В качестведопускаемого контактного напряжения принимаем меньшее.
2.2Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемоенапряжение изгиба определяется по формуле
/>, (13)
где />– базовый пределвыносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической илихимико-термической обработки, МПа;
/>– коэффициентбезопасности;
/>– коэффициент,учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
Определяембазовый предел выносливости зубьев
Определяембазовый предел выносливости зубьев
/>,
/>.
Коэффициентдолговечности определяется по формуле
/>, (14)
где />– базовое число цикловнапряжений />;
/>– эквивалентное числоциклов напряжений;
/>– показатель степеникривой усталости />
Эквивалентноечисло циклов напряжений определяется по формуле
/>, (15)
где />– коэффициент приведенияпеременного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму.
Коэффициент /> определяется по формуле
/>, (16)
/>,
/>.
Определяемэквивалентные числа циклов напряжений по формуле (15)
/>,
/>.
По формуле(14) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса
/>,
/>.
Коэффициентыдолговечности равны 1, так как они не могут быть меньше 1.
Определяемдопускаемые изгибные напряжения по формуле (13)
/>,
/>.
2.3Определение основных параметров
Ориентировочноезначение межосевого расстояния />, мм,определяется по формуле
/>, (17)
где />– вспомогательныйкоэффициент />;
/>– коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
/>– коэффициент ширинызубчатого колеса />.
Определяемкоэффициент />
/>.
Коэффициент /> принимаем в зависимости отпараметра /> по графику, />.
Вычисляеммежосевое расстояние по формуле (17)
/>
Принимаем />.
Определяемрабочую ширину венца
/>.
Принимаемширину венца /> и />.
Нормальныймодуль />; принимаем />.
Определяемчисло зубьев шестерни и колеса
/>;
/>.
Принимаем /> и />.
Вычисляемделительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и диаметры впадиншестерни и колеса
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Уточняеммежосевое расстояние
/>
Окружнаяскорость
/>.
Для даннойскорости рекомендуется 8‑я степень точность.
2.4Проверка на контактную выносливость
Контактнаявыносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацеплениярасчетного и допускаемого контактных напряжений
Расчетноеконтактное напряжение в полюсе зацепления определяется следующим образом:
/>, (18)
где />– коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов сопряженных зубчатых колес определяется поформуле:
/>, для стальных зубчатых колес принимаем />.
/>– коэффициент,учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепленияопределяется по формуле:
/>, (если />и/>, />,
то />),
/>
/>– коэффициент,учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:
/>,
где /> — коэффициент торцевогоперекрытия
/>, />,
тогда />.
/>–удельная расчетнаяокружная сила определяется по формуле:
/>, (19)
где /> (для прямозубых передач),– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
/>(определяется пографику), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
/>/>– окружная сила,
/> – коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, определяется по формуле:
/>, (20)
где />– удельная окружнаядинамическая сила, определяется по формуле:
/>,
где />– коэффициент, учитывающийвлияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев,
/> – коэффициент,учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев колеса и шестерни,
тогда />,
/>./>
Рассчитываем /> по формуле (20)
/>.
Рассчитываем /> по формуле (19)
/>H/мм.
Находимдопускаемые контактные напряжения /> поформуле:
/>,
где /> — коэффициент, учитывающийшероховатость сопряжённых поверхностей зуба,
/> – коэффициент,учитывающий окружную скорость, определяется по графику
/> – коэффициентдолговечности определяется по графику в зависимости от отношения />,
/> — коэффициентбезопасности,
/> — предел контактнойвыносливости,
тогда />МПа.
Определяемрасчетное контактное напряжение в полюсе зацепления по формуле (18)
/>МПа.
Проверяемпрочность зубьев при перегрузках по формуле,
/>
где /> допускаемое предельноенапряжение,
где/>МПа – предел текучести,
тогда />МПа
Определимпрочность зубьев при перегрузках
/>.
2.5Проверка на изгибную выносливость
Выносливостьзубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев,устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасномсечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения />.
Расчетноеместное напряжение при изгибе определяется по формуле
/>, (21)
где />– удельная окружная сила;
/>– коэффициент,учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений;
/> (для прямозубойпередачи) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба;
/>– коэффициент,учитывающий влияние перекрытия зубьев.
Определимкоэффициенты /> /> и />, />.
Определяемокружную силу на делительном цилиндре />Н/м
Коэффициент /> определяем по формуле
/>, (22)
где />– динамическая добавка.
Динамическуюдобавку можно определить по следующей формуле
/>, (23)
где />– коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями,
/>– коэффициент,учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
/>– удельная окружная динамическаясила.
/>,
где />– коэффициент, учитывающийвлияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев;
/>– коэффициент,учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.
/>.
Определяемдинамическую добавку по формуле (23)
/>.
Вычисляем коэффициент/> по формуле (22)
/>.
Определимудельную окружную силу по формуле
/>
/>
Определимдопускаемые напряжения изгиба на выносливость шестерни и колеса, МПа
/>,
где />– коэффициент, учитывающийвлияние двухстороннего приложения нагрузки,
/>– коэффициентдолговечности,
/>/>– коэффициент,учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и шестерни,
/>– коэффициент,учитывающий способ получения зубчатого колеса, тогда
/>МПа,
/>МПа.
Определяемотношение />для шестерни и колеса, /> />
Определяемрасчетное напряжение по формуле (21)
/>МПа
Сопоставляемрасчетное и допускаемое напряжения, />.
Проверяемпрочность зубьев при перегрузках на изгиб по формуле
/>
где /> допускаемое предельноенапряжение,
где/>МПа – предел текучести
/>
/>
2.6 Силы,действующие в зацеплении
В прямозубойпередаче нормальная сила /> направленапод углом /> к торцу колеса. Разложив /> на составляющие, получимокружную силу
/>;
радиальнуюсилу
/>;
3. Расчетдеталей редуктора
3.1 Проектирование валов редуктора
3.1.1Общие сведения
Проектныйрасчет вала выполняется по напряжениям кручения (касательным), т.е. при этом неучитываются напряжения изгиба, концентрация напряжений и их цикличность.Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемыенапряжения на кручение
принимаютзаниженным [τ] = 10–20 МПа. При этом меньшие значения принимаются длябыстроходных валов, а большие – для тихоходных.
Редукторныйвал имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможностьосевой фиксации расположенных на валу деталей и приближает его по форме к брусуравного сопротивления. Количество и размеры ступеней зависит от количества иразмеров, установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определитьориентировочно геометрические размеры каждой i – той ступени вала:диаметр diи длину Li.
Переходныйучасток вала между двумя смежными ступенями разных диаметров может бытьвыполнен галтелью постоянного радиуса или канавкой для выхода шлифовальногокруга. Шлифуется посадочная поверхность вала в местах установки подшипников длятребуемой стандартом шероховатости.
Так – как диаметрышестерни и быстроходного вала близки к друг другу, в редукторах обычновыполняют шестерню заодно с валом (вал – шестерня).
Ориентировочныеразмеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.
Перваяступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):
/>;
где Т –крутящий момент на валу, Нм
[τ]кр– допускаемые касательные напряжения, Па
/> Примем равной 25
Еслидиаметр выходного конца быстроходного вала соединен с двигателем через муфту,то d1 необходимосогласовать с диаметром вала электродвигателя d1.
Втораяступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник): />
где t – высота буртика.
/> Примем равной 30
Диаметрвторой ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:
Третьяступень вала (под шестерню): />
где r – координата фоскиподшипника.
/>
Перваяступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):
Ориентировочныеразмеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.
/>;
где Т –крутящий момент на валу, Нм
[τ]кр– допускаемые касательные напряжения, Па
/> принимаем />
Втораяступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник): />
где t – высота буртика.
/>
Диаметрвторой ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:
Третья ступеньвала (под колесо):
/>
/>
Размерыпятой ступени:
/>
/>принимаем />
Даннаяступень может быть заменена распорной втулкой.
3.2 Расчеттихоходного вала редуктора
Выполнимпроектный расчет вала и его опор (см. рис.): />Нм, /> мин/>, ширина колеса – 39 мм,диаметр колеса />мм,; на выходномконце вала упругая муфта; материал вала – сталь 45Х, улучшенная, /> Мпа, /> Мпа. Срок службыдлительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратнаякратковременная перегрузка.
1. Диаметрвыходного конца вала /> определяем при /> посадки колеса />мм; диаметр в месте посадкиподшипников /> мм; диаметр в местепосадки муфты /> мм; /> мм; />мм; /> мм.
2. Определяемдопускаемую нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может бытьиспользован как редуктор общего применения />Н.
3. Определяем силы взацеплении по формуле />Н; />Н.
4. Определяемреакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 1).Рассмотрим реакции от сил />и /> действующих в вертикальнойплоскости. Сумма проекций: />; />. Сумма моментов />. При этом /> =
=/>Н; />Н
Реакции отсил />и />, действующим вгоризонтальной плоскости.
/>
/>Н.
3.2.1 Расчетная
Просчитаемдва предполагаемых опасных сечений: сечение I – I под колесо, и сечение II – II рядом с подшипником,ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:
/>Нмм,
Крутящиймомент />Нмм.
Напряжениеизгиба /> или /> Мпа.
Напряжениекручения /> или /> Мпа.
Определяем
/>МПа;
/> МПа;
/> МПа.
По таблицамопределяем для шпоночного паза />,/>.
По графику />, для шлифовального вала />.
По формулам />; />.
Запассопротивления усталости по изгибу
/>
где />;
/>;
/>; /> – Коэффициентыконцентрации напряжений при изгибе и кручении
/> – Коэффициенты,корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений насопротивление усталости,
/> – масштабный фактор,
/> — фактор шероховатости.
/>
Запассопротивления усталости по кручению
/>
Запассопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба
/>
Для второгосечения II – II изгибающий момент />Нмм;крутящий момент /> Нмм.
Напряжениеизгиба /> или /> Мпа.
Напряжениекручения /> или /> Мпа.
Принимаем /> галтели равным 2 мм; />и находим />; />.
Запассопротивления усталости по изгибу
/>
Запассопротивления усталости по кручению
/>
Запассопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба
/>
Большенапряжено второе сечение
3.3 Расчетподшипников качения на тихоходном валу
Суммарныереакции:
для опоры /> />;
для опоры /> />.
Выбираемшарикоподшипники радиальные однорядные 208 легкой серии />, />, />, />, />.
Выбираемподшипники по более нагруженной опоре.
Поэтому />кН,
Расчетнаядолговечность, мил. Об.
/>
Расчетнаядолговечность, ч:
/>ч;
где /> об/мин – частота вращениятихоходного вала.
Определяем эквивалентную долговечность:
/>тыс.ч.;
где /> –коэффициент режима нагрузки.
/> млн. об.
Динамическая грузоподъемность:
/>H.
Условиединамической грузоподъемности выполняется
3.4 Расчетшпоночного соединения
Шпонкипризматические. Размеры сечений шпонок, пазов и длин выбираем по СТ СЭВ 189–75.
Для шпоноквыбираем материал сталь 45 с нормализацией. Напряжение смятия и условиепрочности рассчитываем по формуле
/>, (25)
где />– диаметр вала;
/>– высота шпонки;
/>– глубина паза на валу;
/>– длина шпонки;
/>– ширина шпонки;
/>– допускаемые напряжениясмятия (для стальной ступицы и от режима работы выбирается в пределах />).
Быстроходныйвал
/>.
Тихоходныйвал
Проверяемшпонку под кулачковой муфтой
4. Расчетмуфт
Быстроходныйвал редуктора соединяется с электродвигателем муфтой. Выбираем сравнительнопростую и широко распространенную в приводах машины муфту с резиновойзвездочкой.
Работоспособностьрезиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле
/>, (26)
где />– число зубьевзвездочки (6)
/>– внешний диаметр зубьев звездочки;
/>– внутренний диаметр зубьев звездочки;
/>– длина упругого элемента />;
/>– допускаемое напряжение смятия />.
/>,
Условиепрочности выполняется.
Тихоходныйвал редуктора соединяется с приводом муфтой. Выбираем сравнительно простую ишироко распространенную в приводах машины муфту с резиновой звездочкой.
Работоспособностьрезиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле(26)
/>,
Условиепрочности выполняется.
5.Технико-экономические показатели
Степеньстандартизации редуктора
/>,
где />– число стандартныхдеталей;
/>– число всех деталейредуктора.
/>.
Весовойпоказатель редуктора
/>, (27)
где />– вес сухого редуктора.
Вес сухогоредуктора определим по формуле
/>, (28)
где />– коэффициент заполнения />;
/>– объем редуктора;
/>– средняя плотность стали/>.
Определяемобъем редуктора
/>,
где />– длина редуктора />;
/>– ширина редуктора />;
/>– высота редуктора />.
/>.
Вычисляем вессухого редуктора по формуле (28)
/>.
По формуле(27) вычисляем весовой показатель редуктора
/>.
Заключение
В курсовомпроекте был разработан червячный редуктор к приводу цепного конвейера, а так жепредставлен расчет редуктора и основные геометрические размерения. Сам привод иредуктор были спроектированы на листах формата А1.
В работе былииспользованы знания из ряда использованных дисциплин: механики, сопротивленияматериалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.
К данномуредуктору была разработана муфта, цепная передача от редуктора к конвейеру. Атак же выбран материал для той или иной детали редуктора. При расчете былиучтены кратковременные перегрузки, которые могут происходить во время работыпривода, и просчитан на выносливость различных деталей.
Редукторпроверен по технико-экономическим показателям, по которым видно, что редукторблизок к мировому уровню.