Содержание
Введение

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора

Список литературы


Введение
Цель проекта – проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер – транспортирующие устройство для перемещения грузов.



Привод к скребковому конвейеру
1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1 – Исходные данные




1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Мощность на выходном валу привода
Р₄ = F_tυ      (1.1)

Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт
Общий КПД привода
η=η₁·η₂·η₃·η₄³       (1.2)
где, η₁ = 0,97 – КПД ременной передачи;

η₂ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

η₃ = 0,98 – КПД муфты;

η₄ = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно
η = 0,97·0,98·0,98·0,99³ = 0,904
Требуемая мощность электродвигателя
Р_дв^тр = Р₄/η           (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт
По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

Частота вращения выходного вала привода


n₄=60·10³·υ/Р·z              (1.4)

n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1
Общее передаточное число привода
u= n₁ / n₄                        (1.5)
где n₁ = n _дв = 950 мин^-1
u =950/64,28=14,78
Передаточные числа двух степеней привода

Так как u= u₁ · u₂ ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u₂=4, получим передаточное число ременной передачи
u₁ = u/ u₂                        (1.6)

u₁= 14,78 /4 = 3,69
Частота вращения валов привода
n₁= 950 мин^-1 ;      (1.7)

n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1 ;

n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

n₄= n₃ =64,28 мин^-1
Угловая скорость вращения валов привода
ω₁=π n₁/30 = π·950/30=99,4 рад/с ;            (1.8)

ω₂= ω₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

ω₃= ω₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

ω₄= ω₃=6,73 рад/с

Проверка: ω₄= π n₄/30=π·64,28/30=6,73 рад/с
Мощность на валах привода
Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

Р₂= Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р₃= Р₂ · η₂· η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р₄= Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт
Вращающие моменты на валах привода
Т = 9550Р/n                   (1.9)

Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т₄= Т₁·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм
Результаты расчетов сводим в таблицу 1
Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода




2. Расчет механических передач
Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом

Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса – 260 НВ₂. При этом НВ₁ –НВ₂=280-250=40 – условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения
σ_НР =σ_НО·z_Н·0,9/S_Н                               (2.1)
где σ_но – предел контактной выносливости;
σ_НО=2НВ+70        (2.2)

σ_НО1=2НВ₁+70=2·280+70=630 МПа;

σ_НО2=2НВ₂+70=2·250+70=570 МПа;
z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S_Н=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]
σ_НР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

σ_НР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

σ_НР=0,45(σ_нр1+ σ_нр2)≥ σ_нрmin                 (2.3)

σ_НР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется


Принимаем σ_НР=466 МПа

Допускаемые напряжения изгиба
σ_FР=σ_FО ·Υ_N/ S_F                       (2.4)
где σ_FО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений
σ_FО= 1,8НВ           (2.5)

σ_FО1= 1,8НВ₁=1,8·280=504 МПа;

σ_FО2= 1,8НВ₂=1,8·250=450 МПа;

Υ_N =1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

S_F =1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

σ_FР1=504·1/1,75=288 МПа;

σ_FР2 =450·1/1,75=257 Мпа
Расчетные коэффициенты
Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]
Межосевое расстояние передачи
            (2.6)


Принимаем стандартное значение α_W=140 мм [3; с.171]

Ширина зубчатого венца


b₂= Ψ_ba· α_W                  (2.7)

b₂=0,4·140=56 мм
Нормальный модуль зубьев
m_n= (0,01…0,02) α_W                          (2.8)

m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм
Принимаем стандартное значение m_n= 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный угол наклона зубьев β_min=25є и определяем суммарное число зубьев
z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n                 (2.9)

z_∑ = (2·140· cos25є)2=126,2
Принимаем z_∑ = 126

Фактический угол наклона зубьев
cosβ= m_n z_∑/2 α_W                  (2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25є49ґ
Число зубьев шестерни и колеса
z₁= z_∑/(u+1)                   (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_∑ - z₁

z₂=126-25=101
Фактическое передаточное число


u_ф= z₂/ z₁                       (2.12)

u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%
Основные геометрические размеры передачи
d= m_n z/ cosβ                 (2.13)

d₁=2·25/cos25є49ґ=56мм;

d₂=2·68/ cos25є49ґ=224мм
Уточняем межосевое расстояние
α_W =( d₁ + d₂ )/2 =140 мм         (2.14)
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
d_а=d + 2 m_n                                (2.15)

d_а1=56+2·2=60мм;

d_а2=224+2·2=228мм
Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм
α=14 m_n                          (2.16)

α=14·2=28 мм

bґ=b+α=56+28=89 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
υ=π· d₁· n₁/60                 (2.17)

υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с
по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности

Силы в зацеплении
F_t=2T₂/d₂ – окружная             (2.18)

F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20є/cosβ – радиальная                  (2.19)

F_r=2872·tq20є/ cos25є49ґ=1158 Н
Уточняем значение коэффициентов
Ψ_d=b₂/d₁                        (2.20)

Ψ_d=56/56=1
При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

Принимаем коэффициенты

К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

Расчетное контактное напряжение
σ_н=266/ α_W u_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³                (2.21)

σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо
Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

Эквивалентное число зубьев шестерни
z_V1= z₁/ cos ³β                (2.22)

z_V1=25/ cos ³25є49ґ=34,5

z_V= 101/ cos ³25є49ґ=138,5
Коэффициент формы зуба
Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185]
Принимаем коэффициенты
К_FB=1,3

K_Fυ=1,2 K_Fα=0,91

Υ_В =1- βє/140є=1-25є49ґ/140=0,818 [3;с.192]
Расчетное напряжение изгиба
σ_F2= Υ_F1 Υ_В F_t / b₂ m_nK_FαK_FυК_FB                             (2.24)

σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа             (2.25)

σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа
Результаты расчетов сводим в таблицу 2
Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм



Расчет клиноременной передачи

Выбор типа сечения ремня

По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

Определяем диаметра ведомого шкива d₂
d₂= d₁u( 1-ε )                 (2.26)
где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]
d₁=100 мм [1;с.89]

d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм
Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое передаточное число u_ф


u_ф= d₂/ d₁( 1-ε )             (2.27)

u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%
Определяем межосевое расстояние α, мм
α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H)             (2.28)
где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]
α≥0,55(100+355)+8=258,25
Определяем расчетную длину ремня L_Р  
L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α               (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм
Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния
α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²] (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива


α₁ = 180є - 57є (d₂ – d₁₎/α                  (2.31)

α₁ = 180є- 57є (355- 100)354 - 57є =127є>120є
Определяем частоту пробегов ремня
U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с     ^-1                (2.32)
Определяем скорость ремня υ,м/с
υ=πd₁n₁/60·10³                         (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с
Определяем допускаемую мощность
Р=Р _оС_РС_αС₁Сz                      (2.34)
где, Р _о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]
Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт
Определяем количество клиновых ремней


z=Р_ном/Р               (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт
Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня
F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р                   (2.36)

F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н
Определяем окружную силу
F_t= Р_ном10³/υ

F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н                   (2.37)
Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей      
F₁= F_o + F_t/2z                (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н
Определяем силу давления ремней на вал
F_on=2 F_oz·sin α₁/2                    (2.39)

F_on=2·109·4· sin127є/2=780 Н 
Результаты расчета сводим в таблицу 3
Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм

УО подшипников	d	D	В	Грузоподъемность,кН
				Сo	Сor
207	35	72	17	22,5	13,7
209	45	85	19	32,2	18,6

Диаметр вала,d	Сечение вала	Глубина паза вала t1	Глубина паза втулки t1	Фаска є
30		5	3,3	0,25 – 0,40
50		5	3,3	0,25 – 0,40
40		5	3,3	0,25 – 0,40

Тadm	d вала	D муфты	L	L1
500	40	280

10. Проверочный расчет валов на выносливость
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:
           (10.1)
где S_σ и S_τ– коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением, определяемые по зависимостям


                (10.2)
Здесь  и – амплитуды напряжений цикла;  и  - средние напряжения цикла ;  и  - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и , а касательные напряжения –по отнулевому циклу : и

Тогда
 (10.3)
Напряжение в опасных сечениях вычисляют по формулам
 (10.4)
где - результирующий изгибающий момент, Н·м; М_к – крутящий момент ( М_к = Т), Н·м; W и W_к – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм³

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
 (10.5)


где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]);  и  - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения  и  вычисляют по зависимостям:
 (10.6)

, (10.7)
где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;  и  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]);  и  - коэффициенты влияния качества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);

Коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала
, (10.8)
где  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).

Вал ведомый. Сечение 2-2 – место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45

Напряжение в опасном сечениях



Пределы выносливости в рассматриваемом сечении
,









где








Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям









Коэффициент запаса прочности

11. Выбор типа смазывания
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88 дм³

По таблице 10.21 [ 1.,с.255] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_НР=466 МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 34· 10^-6 м²/с. По таблице 10.21 [1.,с.255] принимаем сорт масла И-Г-А 32

(индустриальное- для гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17479.4-87).

Определение уровня масла.При окунании В масляную ванну колеса
m<h_m<0,25d₂                 (11.1)

2< h_m<0,25·224=56 мм
Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.
12. Выбор посадок
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ]

Посадка зубчатого колеса на вал

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца
13. Технико-экономическое обоснование конструкции
Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т₃, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную массу γ = m/Т₃ .

Определение массы редуктора
m=φ ρ V·10 ^-9            (13.1)
где φ=0,41– коэффициент заполнения ; [ 1,с.277]

ρ=7,4·10 ³ кг/м ³ - плотность чугуна;

V – условный объём редуктора
m=0,41·7,4·10 ³·280·180·250·10 ^-9=38,2 кг
Критерий технического уровня
γ = m/Т₃                         (13.2)

γ =38,2/321,7=0,11
Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически неоправданно.
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


Список литературы
1. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград, 1999

2. П.Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001

3. М.И. Фролов, «Техническая механика. Детали машин», Москва , «Высшая школа» 1990

4. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»,Москва,машиностроение,1997

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин. Курсовое проектирование»Москва , «Высшая школа» 1984
Размещено на Allbest.ru