Объектом курсового проекта является привод цепного конвейера с 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 так же понижает угловую скорость на валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса, который может быть получен при помощи литья или сварки. В самом корпусе уже располагают отдельные части: валы, зубчатые колеса, подшипники и др. Литье корпусов обычно применяют при серийном производстве так как это более целесообразно, и изготавливают чаще всего из чугуна.

В процессе проектирования по курсу детали машин ставится целью использовать опыт конструирования унифицированных передач, накопленный в промышленности. Проектируемый редуктор может быть общего или специального назначения. Редукторы специального назначения допускается выполнять с нестандартными параметрами. Однако при проектировании даже нестандартных редукторов необходимо широко использовать стандартные и нормализованные стали.

Для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору, либо от редуктора к рабочей машине используют различные передачи, такие как ременные цепные, но чаще всего используют муфты. Конструкция муфт разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости 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.

Если стандартные муфты не удовлетворяют условиям конструкции, проектируют специальные муфты. Основной паспортной характеристикой любой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана.Так же рассматривают редуктор по технико-экономическим показателям для определения и стремлению к мировому уровню машиностроения.

1. Подбор электродвигателя для привода и определение крутящих моментов на валах

Определяем мощность привода цепного конвейера

, (1)

.

Необходимая мощность двигателя

, (2)

где – общий к.п.д. привода.

Из заданной кинематической схемы привода определяется зависимостью

, (3)

где – к.п.д. зубчатой передачи;

– к.п.д. муфты;

– коэффициент, учитывающий потери в опорах вала;

– число валов.

– число муфт

.

Определяем необходимую мощность двигателя по формуле (2)

.

Выбираем электродвигатель 132S8/720 номинальной мощностью и частотой вращения .

Угловая скорость быстроходной ступени редуктора

, (4)

.

Определяем угловую скорость барабана

, (5)

.

Общее передаточное отношение привода

, (6)

.

Находим угловую скорость на тихоходном валу редуктора

, (7)

.

Вычисляем крутящие моменты на валах привода

,

,

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

, (8)

где – предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности;

, – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Для зубчатых колес назначаем сталь 40Х с термообработкой: улучшение+закалка Т.В.Ч – для колеса HB=280, сталь 35ХМ. – для шестерни с термообработкой улучшение + закалка HRC=53, HB=295. Определяем пределы контактной выносливости:

– для шестерни ;

– для колеса .

Коэффициент запаса прочности . Принимаем .

Коэффициент долговечности определяется по формулам:

при , (9)

где – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

– эквивалентное число циклов напряжений.

при . (10)

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (11)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму;

– число зацеплений зуба за один оборот колеса;

– продолжительность работы передачи за расчетный срок службы, ч.

Коэффициент определяется по формуле

, (12)

где , – максимальное и промежуточное значения крутящих моментов;

– соответствующие этим моментам частота вращения и продолжительность работы.

Продолжительность работы передачи за расчетный срок службы

,

.

Использую формулу (12) определим коэффициент , с учетом того, что

,

.

Определяем базовые числа циклов напряжений по формуле

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (12)

Коэффициенты долговечности т.к. и .

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (8) для шестерни и колеса

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле

, (13)

где – базовый предел выносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической или химико-термической обработки, МПа;

– коэффициент безопасности;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Определяем базовый предел выносливости зубьев

Определяем базовый предел выносливости зубьев

,

.

Коэффициент долговечности определяется по формуле

, (14)

где – базовое число циклов напряжений ;

– эквивалентное число циклов напряжений;

– показатель степени кривой усталости

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (15)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму.

Коэффициент определяется по формуле

, (16)

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (15)

,

.

По формуле (14) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса

,

.

Коэффициенты долговечности равны 1, так как они не могут быть меньше 1.

Определяем допускаемые изгибные напряжения по формуле (13)

,

.

2.3 Определение основных параметров

Ориентировочное значение межосевого расстояния , мм, определяется по формуле

, (17)

где – вспомогательный коэффициент ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

– коэффициент ширины зубчатого колеса .

Определяем коэффициент

.

Коэффициент принимаем в зависимости от параметра по графику, .

Вычисляем межосевое расстояние по формуле (17)

Принимаем .

Определяем рабочую ширину венца

.

Принимаем ширину венца и .

Нормальный модуль ; принимаем .

Определяем число зубьев шестерни и колеса

;

.

Принимаем и .

Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и диаметры впадин шестерни и колеса

;

;

;

;

;

.

Уточняем межосевое расстояние

Окружная скорость

.

Для данной скорости рекомендуется 8‑я степень точность.

2.4 Проверка на контактную выносливость

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

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяется следующим образом:

, (18)

где – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес определяется по формуле:

, для стальных зубчатых колес принимаем .

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:

, (если и , ,

то ),

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:

,

где - коэффициент торцевого перекрытия

, ,

тогда .

–удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

, (19)

где (для прямозубых передач), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

(определяется по графику), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

– окружная сила,

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определяется по формуле:

, (20)

где – удельная окружная динамическая сила, определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий влияние 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.

Находим допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зуба,

– коэффициент, учитывающий окружную скорость, определяется по графику

– коэффициент долговечности определяется по графику в зависимости от отношения ,

- коэффициент безопасности,

- предел контактной выносливости,

тогда МПа.

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления по формуле (18)

МПа.

Проверяем прочность зубьев при перегрузках по формуле,

где допускаемое предельное напряжение,

где МПа – предел текучести,

тогда МПа

Определим прочность зубьев при перегрузках

.

2.5 Проверка на изгибную выносливость

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения .

Расчетное местное напряжение при изгибе определяется по формуле

, (21)

где – удельная окружная сила;

– коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений;

(для прямозубой передачи) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба;

– коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев.

Определим коэффициенты и , .

Определяем окружную силу на делительном цилиндре Н/м

Коэффициент определяем по формуле

, (22)

где – динамическая добавка.

Динамическую добавку можно определить по следующей формуле

, (23)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

– удельная окружная динамическая сила.

,

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев;

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

.

Определяем динамическую добавку по формуле (23)

.

Вычисляем коэффициент по формуле (22)

.

Определим удельную окружную силу по формуле

Определим допускаемые напряжения изгиба на выносливость шестерни и колеса, МПа

,

где – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

– коэффициент долговечности,

– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и шестерни,

– коэффициент, учитывающий способ получения зубчатого колеса, тогда

МПа,

МПа.

Определяем отношение для шестерни и колеса,

Определяем расчетное напряжение по формуле (21)

МПа

Сопоставляем расчетное и допускаемое напряжения, .

Проверяем прочность зубьев при перегрузках на изгиб по формуле

где допускаемое предельное напряжение,

где МПа – предел текучести

2.6 Силы, действующие в зацеплении

В прямозубой передаче нормальная сила направлена под углом к торцу колеса. Разложив на составляющие, получим окружную силу

;

радиальную силу

;

3. Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.1.1 Общие сведения

Проектный расчет вала выполняется по напряжениям кручения (касательным), т.е. при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрация напряжений и их цикличность. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение

принимают заниженным [τ] = 10–20 МПа. При этом меньшие значения принимаются для быстроходных валов, а большие – для тихоходных.

Редукторный вал имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможность осевой фиксации расположенных на валу деталей и приближает его по форме к брусу равного сопротивления. Количество и размеры ступеней зависит от количества и размеров, установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой i – той ступени вала: диаметр d_i и длину L_i .

Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров может быть выполнен галтелью постоянного радиуса или канавкой для выхода шлифовального круга. Шлифуется посадочная поверхность вала в местах установки подшипников для требуемой стандартом шероховатости.

Так – как диаметры шестерни и быстроходного вала близки к друг другу, в редукторах обычно выполняют шестерню заодно с валом (вал – шестерня).

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]_кр – допускаемые касательные напряжения, Па

Примем равной 25

Если диаметр выходного конца быстроходного вала соединен с двигателем через муфту, то d₁ необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя d₁ .

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Примем равной 30

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под шестерню):

где r – координата фоски подшипника.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]_кр – допускаемые касательные напряжения, Па

принимаем

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под колесо):

Размеры пятой ступени:

принимаем

Данная ступень может быть заменена распорной втулкой.

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

Выполним проектный расчет вала и его опор (см. рис.): Нм, мин , ширина колеса – 39 мм, диаметр колеса мм,; на выходном конце вала упругая муфта; материал вала – сталь 45Х, улучшенная, Мпа, Мпа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная перегрузка.

1. Диаметр выходного конца вала определяем при посадки колеса мм; диаметр в месте посадки подшипников мм; диаметр в месте посадки муфты мм; мм; мм; мм.

2. Определяем допускаемую нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего применения Н.

3. Определяем силы в зацеплении по формуле Н; Н.

4. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 1). Рассмотрим реакции от сил и действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций: ; . Сумма моментов . При этом =

= Н; Н

Реакции от сил и , действующим в горизонтальной плоскости.

Н.

3.2.1 Расчетная

Просчитаем два предполагаемых опасных сечений: сечение I – Iпод колесо, и сечение II – II рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

Нмм,

Крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Определяем

МПа;

МПа;

МПа.

По таблицам определяем для шпоночного паза , .

По графику , для шлифовального вала .

По формулам ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

где ;

;

; – Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

– Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости,

– масштабный фактор,

- фактор шероховатости.

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Для второго сечения II – II изгибающий момент Нмм; крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Принимаем галтели равным 2 мм; и находим ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Больше напряжено второе сечение

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

Суммарные реакции:

для опоры ;

для опоры .

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные 208 легкой серии , , , , .

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Поэтому кН,

Расчетная долговечность, мил. Об.

Расчетная долговечность, ч:

ч;

где об/мин – частота вращения тихоходного вала.

Определяем эквивалентную долговечность:

тыс. ч.;

где – коэффициент режима нагрузки.

млн. об.

Динамическая грузоподъемность:

H.

Условие динамической грузоподъемности выполняется

3.4 Расчет шпоночного соединения

Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок, пазов и длин выбираем по СТ СЭВ 189–75.

Для шпонок выбираем материал сталь 45 с нормализацией. Напряжение смятия и условие прочности рассчитываем по формуле

, (25)

где – диаметр вала;

– высота шпонки;

– глубина паза на валу;

– длина шпонки;

– ширина шпонки;

– допускаемые напряжения смятия (для стальной ступицы и от режима работы выбирается в пределах ).

Быстроходный вал

.

Тихоходный вал

Проверяем шпонку под кулачковой муфтой

4. Расчет муфт

Быстроходный вал редуктора соединяется с электродвигателем муфтой. Выбираем сравнительно простую и широко распространенную в приводах машины муфту с резиновой звездочкой.

Работоспособность резиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле

, (26)

где – число зубьев звездочки (6)

– внешний диаметр зубьев звездочки;

– внутренний диаметр зубьев звездочки;

– длина упругого элемента ;

– допускаемое напряжение смятия .

,

Условие прочности выполняется.

Тихоходный вал редуктора соединяется с приводом муфтой. Выбираем сравнительно простую и широко распространенную в приводах машины муфту с резиновой звездочкой.

Работоспособность резиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле (26)

,

Условие прочности выполняется.

5. Технико-экономические показатели

Степень стандартизации редуктора

,

где – число стандартных деталей;

– число всех деталей редуктора.

.

Весовой показатель редуктора

, (27)

где – вес сухого редуктора.

Вес сухого редуктора определим по формуле

, (28)

где – коэффициент заполнения ;

– объем редуктора;

– средняя плотность стали .

Определяем объем редуктора

,

где – длина редуктора ;

– ширина редуктора ;

– высота редуктора .

.

Вычисляем вес сухого редуктора по формуле (28)

.

По формуле (27) вычисляем весовой показатель редуктора

.

Заключение

В курсовом проекте был разработан червячный редуктор к приводу цепного конвейера, а так же представлен расчет редуктора и основные геометрические размерения. Сам привод и редуктор были спроектированы на листах формата А1.

В работе были использованы знания из ряда использованных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

К данному редуктору была разработана муфта, цепная передача от редуктора к конвейеру. А так же выбран материал для той или иной детали редуктора. При расчете были учтены кратковременные перегрузки, которые могут происходить во время работы привода, и просчитан на выносливость различных деталей.

Редуктор проверен по технико-экономическим показателям, по которым видно, что редуктор близок к мировому уровню.

содержание   ..  276  277  278   ..