Рассчитать и сконструировать привод.

4. Расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускае-мым напряжениям.
4.1. Ведущий вал
Конструкцию вала-шестерни принимаем единой. Значит характеристики материала те же: сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость НВ 230;
Определяем диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2. Это значение принимается исходя из того, что вал испытывает дополнительные изгибающие нагрузки со стороны клиноременной передачи.
, мм,
где Т крутящий момент, Нмм;
- допускаемое напряжение, Н/мм2;
мм.
Принимаем значение dIIв = 28 мм.
Диаметр шеек под установку подшипников принимаем равным
dIIп = dIIв + 24 = 35 мм.
4.2. Выходной вал
Материал принимаем тот же, что и для шестерни Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.
мм.
Принимаем ближайшее большее стандартное значение dIIIв = 42 мм
Примем диаметр вала под подшипник dIIIп = 45 мм.
Диаметр вала под колесо dIIIк = 50 мм.
5. Выбор и проверочный расчет муфты
Принимаем зубчатую муфту, конструкция которой показана на рис. 1.

Рис. 1. Конструкция зубчатой муфты по ГОСТ 5006-94
Предварительный выбор муфты осуществляется по ранее принятому диа-метру вала 42 мм. и по крутящему моменту на валу Тном = 0,35 кНм. Вы-бираем муфту, имеющую следующие параметры.
Таблица 2. Параметры муфты
Т,
кНм d,
мм D,
мм L,
мм l,
мм Шаг цепи P, мм Число зубьев z Ширина заце-пления b, мм
1,0 50-71 210 222 82 38,1 12 3,5
Проверка муфты осуществляется по условию
Тр = kТном,
где k коэффициент, выбираемый по условиям работы.
В соответствии с табл. 11.3 [1, с.272]. k = 1,5, тогда
Тр = 1,5 * 0,35 = 0,53 кНм < 1 кНм.
Подобранная муфта подходит.
В соответствии с размером муфты корректируем диаметры ступеней ти-хоходного вала
6. Назначение типа и класса точности подшипников
Для косозубой передачи характерны осевые нагрузки. Для того, чтобы уменьшить их влияние, предлагается использовать радиально-упорные под-шипники. Однако учитывая то, что скорость вращения валов и их нагрузка от-носительно невелика, представляется, что подшипники должны быть шарико-выми. В отличие от роликовых, они имеют большую плавность и меньшую шумность работы.
Предварительно принимаем радиально-упорные шариковые подшипники легкой серии. Марку подшипника принимаем в соответствии с рассчитанными ранее диаметрами соответствующих ступеней валов.
Для вала-шестерни диаметр внутреннего кольца равен d = 35 мм. Для ве-домого вала d = 55 мм.
Так как наклон зубьев невели, а для валов редуктора желательна повы-шенная точность вращения, то выбираем радиально-упорные шариковые под-шипники. Предварительно принимаем подшипники легкой серии. В соответст-вии с ГОСТ 831-75 по заданным условиям подходят подшипники 36207 для вала-шестерни и 362011 для ведомого вала редуктора.
Характеристики подшипников даны в табл. 3.
Таблица 3. Характеристики подшипников
Условное обо-значение под-шипника d D B r r1 Грузоподъемность,кН
Размеры, мм С Со
36207 35 72 17 2 1 30,8 17,8
36211 55 100 21 2 1 58,4 34,2

Примечание: Наружный диаметр подшипника 36207 больше диаметра вершин зубьев вала-шестерни.
7. Выбор способа смазывания передач редуктора и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого ко-леса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 * 4 = 1 дм3. По таблице 10.8 [1, с.. 253] устанавливаем вяз-кость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 409 МПа и скорости v = 1,5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть при-мерно равна 28*10-6 м2/с. Для тихоходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с.
Средняя вязкость масла
.
По таблице 10.10 [1, с. 253] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 [1, с. 203]).

8. Расчет элементов корпуса и зубчатых колес
Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1 [1, с. 233]):
Диаметр впадин зубьев: df = d1 2,5mn, мм.
Диаметр ступицы: =1,6*60 = 96 мм.
длина ступицы: , мм (либо равна ширине колеса).
толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.
толщина диска: , мм.
диаметр отверстий: , мм Do=df-2 мм.
фаска: n = 0,5mn x 45o

Результаты расчетов сводим в таблицу 4:

Таблица 4.
Элементы зубчатых колес

Наименование ко-леса

z
mn
b,
мм
d1,
мм
da,
мм
df,
мм
dст,
мм
Lст,
мм
,
мм
С,
мм
шестерня 21 2,5 75 53,3 58,3 47,05 - - - -
колесо 105 2,5 70 266,7 271,7 260,45 96 64 10 20

Расчет параметров корпуса и крышки редуктора проводим по формулам табл. 10.2, 10.3[1, с. 235]:
Толщина стенки корпуса: Конструктивно принимаем 10 мм.
Толщина стенки крышки редуктора: мм. Конструктивно принимаем 8 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.
Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.
Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.
Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных:
мм.,
принимаем болты с резьбой М18;
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
мм.,
принимаем болты с резьбой М14;
крепящих крышку с корпусом:
мм.,
принимаем болты с резьбой М10;
Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру под-шипника: Dп1=62 мм, Dп2=85 мм.
Глубина гнезда подшипника принимается по большему подшипнику Lг = 1,5B = 1,5*19 = 28,5 мм. Принимаем Lг = 30 мм
Размеры штифта:
Диаметр мм.
Длина мм.
Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70
мм, мм.
Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А1=1,2 = 1,2*10 = 12 мм.
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= =10 мм.
Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y = 8-12 мм. Мы принимаем y = 10 мм.

9. Компоновочная схема редуктора


Рис. 3. Предварительная компоновка редуктора





10. Определение сил, действующих на валы и опоры
10.1. Схема действия сил
Силы в механизме действуют согласно схеме на рис. 4.

Рис. 4. Схема действия сил в приводе

10.2. Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем: Ft1 = 2619,2 Н; Fr1 = 968,5 H; Fa1 = 468,8Н; TII = 73,5 Н*мм; Fв = 921,5 H.
На основе предварительного эскизирования и предварительных расчетов принимаем основные размеры ведущего вала в соответствии с рис. 5.

Рис. 5. Эскиз ведущего вала
Реакции опор:
в плоскости XZ:
=(2619,2*60,5-921,5*66)/121 = 807,0 H

=(2619,2*60,5+921,5*187)/121 = 2733,7 H
Проверка:
807-2619,2+2733,7-921,5 = 0,0
Реакции опор в плоскости XZ определены верно
в плоскости YZ:
=(968,5*60,5-468,8*53,3/2)/121 = 381,0 Н

=(968,5*60,5+468,8*53,3/2)/121 = 587,5 Н
Проверка:
-381+ 968,5 587,5 = 0,0
Реакции опор в плоскости YZ определены верно
Суммарные реакции:

.
Определяем величины моментов по характерным сечениям вала
МХB = -Fв*66 = -921,5 * 66 = -60819 Нмм = -60,82 Нм.
МХC = -Fв*(66+60,5)+RX1*60,5 = -921,5 * 126,5+ 2733,7*60,5 =48819,1 Нмм = 48,82 Нм.
МYС1 = -RY1*60,5 = -587,5 *60,5 = -35543,8 Нмм = -35,54 Нм.
МYС2 = -RY2*64,5 = -381* 60,5 =-23050,5 Нмм = -23,05 Нм.
Суммарный и эквивалентный моменты:
= 60,82 Нм.
Нм.
Нм.
Нм.
Нм.
Нм.
По рассчитанным значениям строим эпюры.
Из рис. 6 видно, что наиболее нагруженными сечениями являются сечения в точках B и С.

Задание: Рассчитать и сконструировать привод ленточного транспортера

Исходные данные:
Скорость транспортера: V = 1,25 м/с
Окружное усилие: Ft = 3,1 кН
Диаметр барабана: Dб = 220 мм.
Срок службы: L = 7 лет
График нагрузки: Ксут=0,3, Кгод=0,8

Содержание
Содержание 3
Введение 5
1. Назначение и описание работы привода 6
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 7
2.1. Кинематический анализ схемы привода 7
2.2. Коэффициент полезного действия привода 7
2.3. Выбор электродвигателя 8
2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода 9
3. Расчет передач привода 11
3.1. Расчет клиноременной передачи 11
3.2. Расчет зубчатой передачи 14
4. Расчет валов редуктора 21
4.1. Ведущий вал 21
4.2. Выходной вал 21
5. Выбор и проверочный расчет муфты 22
6. Назначение типа и класса точности подшипников 23
7. Выбор способа смазывания передач редуктора и подшипников 24
Средняя вязкость масла 24
8. Расчет элементов корпуса и зубчатых колес 25
9. Компоновочная схема редуктора 28
10. Определение сил, действующих на валы и опоры 30
10.1. Схема действия сил 30
10.2. Ведущий вал 30
10.3. Ведомый вал 34
11. Расчет подшипников качения на долговечность 38
11.1. Быстроходный вал 38
11.2. Тихоходный вал 40
12. Расчет шпоночных соединений 42
12.1. Выбор шпонок 42
12.2. Расчет прочности шпонок 42
13. Расчет валов на выносливость 44
13.1. Ведущий вал 44
13.2. Ведомый вал 47
14. Посадки деталей редуктора 52
15. Сборка редуктора 53
Список использованной литературы 55
Введение
Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по срав-нению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых рас-пространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэто-му грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обуче-нии знаний на практике.

1. Назначение и описание работы привода
В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспор-тера, подобрать электродвигатель, клиноременную передачу, муфту, для усло-вий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редук-тора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены эле-менты передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством ременной передачи. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан с барабаном ленточного транспортера. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. По-этому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет не-значительным.


2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1. Кинематический анализ схемы привода
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, односту-пенчатого редуктора с косозубой цилиндрической передачей и жестко компен-сирующей муфтой. В процессе передачи мощности имеют место потери, свя-занные с преодолением сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощно-сти, развиваемой двигателем, на величину потерь.

2.2. Коэффициент полезного действия привода
Согласно табл. 1.1 [1, с. 5] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности:
в клиноременной передаче: ηк.п. = 0,940,96; принимаем ηк.п. = 0,95;
в зубчатой передаче ηз.к. = 0,960,98; принимаем ηз.к. = 0,96;
в подшипниках качения ηп = 0,99;
в муфте ηм = 0,98;
В приводе имеется одна клиноременная передача, одна зубчатая, одна муфта и 6 подшипниковых опор, поэтому в соответствии с формулой
.
Определяем общий КПД привода:
= 0,96 * 0,993 * 0,98 * 0,95 = 0,87.

2.3. Выбор электродвигателя
Мощность на валу барабана определяется по формуле
= 3,1 * 1,25 = 3,88 кВт,
где Ft окружное усилие, кН;
V скорость транспортера, м/с;
Требуемая мощность электродвигателя:
Рэ.тр.= Рв / = 3,88 / 0,87 = 4,46 кВт,
Угловая скорость барабана:
= 2 * 1,25 / 0,22 = 11,36 рад/с
Частота вращения барабана:
= 30*11,36/3,14 = 109 мин-1
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспорте-ра с полной загрузкой.
Пусковая требуемая мощность:
Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 4,46 * 1,3 = 5,8 кВт
По табл. П1 приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН за-крытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1500 об/мин 4АН112М4 со следующими параметрами: номинальная мощность Рном = 5,5 кВт; скольжение s = 3,7 %, отношение Рп/Рном = 2. Рпуск = 2*5,5 = 11 кВт. Это больше расчетного значения пусковой мощности, значит данный двигатель обеспечит старт меха-низма при полной его нагрузке.
Номинальная частота вращения двигателя:
.
где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;
n частота вращения, мин-1;
s потери на скольжение, %;

nдв = 1500* ((100-3,7)/100) = 1445 мин-1.

2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода
Передаточное отношение редуктора:
i = nдв/nб = 1445/109 = 13,26 .
Передаточное отношение зубчатой передачи принимаем предварительно равным i2 = 5, тогда на клиноременной передаче передаточное отношение будет равно
i1 = i / i 2 = 13,26/5 = 2,65.
Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:
nдв= 1445 мин-1
= 3,14*1445 / 30 = 151,24 рад/с
Момент на валу двигателя:
,
где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;
угловая скорость вращения двигателя, об/мин;
TI = 4,46 *1000 / 151,24 = 29,49*103 Нмм
Момент, угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:
ТII = ТI * i 1 * ηк.п.* ηп.
где i1 передаточное отношение клиноременной передачи;
ηк.п. КПД клиноременной передачи;
ηп. КПД подшипниковой пары;
ТII = 29,49*103 * 2,65*0,95*0,99 = 73,5*103 Нмм.
= 151,24/2,65 = 57,07 рад/с.
= 1445/2,65 = 545,28 мин-1
Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:
ТIII = ТII * i з.п. * ηз.п. .* ηп. = 73,5*103 * 5 * 0,96 *0,99 = 349,27 *103 Нмм
=11,36 рад/с.
Момент на валу барабана:
ТIV = ТIII * ηм.* ηп. = 349,27*103 * 0,98 *0,99 = 338,86 *103 Нмм
=11,36 рад/с.

Итоги кинематического расчета сводим в таблицу 1:

Таблица 1
Результат кинематического расчета привода
I II III IV
Частота вращения n, мин-1 1445 545,28 109 109
Угловая скорость , рад/с 151,24 57,07 11,36 11,36
Крутящий момент, x103 Нмм 29,49 73,5 349,27 338,86

Примечание: Индекс I относится к валу электродвигателя, II входному валу редуктора, III выходному валу редуктора, IV валу конвейера.



3. Расчет передач привода

3.1. Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 4,62 кВт; час-тота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 1445 мин-1; передаточное от-ношение iк.п. = 2,65; скольжение ремня  = 0,015.
По номограмме на рис. 7.3 [1, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле
d1 = 34 = (34) = 93125 мм
Согласно табл. 7.8 [1, с. 132] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения А не должен быть менее 100 мм, принимаем d1 = 125 мм.
Диаметр большего шкива определяем по формуле
d2 = d1i(1-)
d2 = 125 * 2,65 * (1-0,015) = 326,281 мм
Принимаем стандартное значение диаметра d2 = 325 мм, тогда передаточ-ное отношение на клиноременной передаче составит
iк.п. = = 325/(125*(1-0,015)) = 2,64
При этом угловая скорость вала В будет равна
II = дв/ iк.п. = 151,24 / 2,64 = 57,29 рад/с
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:
(57,29-57,07)/57,29 *100 = 0,384 %
При допускаемом расхождении ±3%. Следовательно диаметры шкивов d1 = 125 мм и d2 = 325 мм можно принять окончательно.
Межосевое расстояние принимаем в интервале, определенном по форму-ле:
amin = 0,55 (d1+d2) + T0;
amax = d1+d2,
где Т0 высота сечения ремня, принятая в соответствии с табл. 7.7 [1, с. 131] 8 мм.
amin = 0,55 (125+325) + 8 = 255,5 мм ;
amax = 125+325 = 450 мм,
Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм.
Расчетная длина ремня по формуле (7.7) [1].
L = 2ap + 0,5(d1+d2) + (d2 d1)2/4a =
=2*500 + 0,5*3,14* (125+325) + (325-125)2/(4*500) = 1726,5 мм.
Ближайшее значение по стандарту (табл. 7.7) L = 1800 мм.
Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L.

где w = 0,5(d1+d2) = 0,5*3,14 * (125+ 325) = 706,5 мм;
у = (d2-d1)2 = (325-125)2 = 4*104 мм.
ар = 0,25*((1800-706,5) + ) = 537 мм.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 1800 = 18 мм для облегчения надева-ния ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L = 0,025* 1800 = 45 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28 [1, с. 130]
1 = 180° - 57((d2-d1)/ap) = 180 57*((325-125)/537) = 159°
Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации пере-дачи, по табл. 7.10 [1, с. 136]: для привода к ленточному конвейеру при одно-сменной работе Ср = 1,0.
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, с. 135]: для ремня сечения A при длине L = 1800 мм коэффициент CL = l,01.
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: при 1 = 159° коэф-фициент С = 0,95.
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Сz = 0,95.
Число ремней в передаче рассчитывается по формуле

где P0 мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт. [1, табл. 7.8]; для ремня сечения A при длине L = 1800 мм, работе на шкиве d1 = 125 мм и i < 3 мощность P0 = 2,13 кВт;
z = 4,62*1/(2,13*1,01*0,95*0,95) = 2,38
Принимаем z = 3.
Натяжение ветви клинового ремня определяется по формуле

где v = 0,5двd1= 0,5*151,24 * 125*10-3 = 9,45 м/c скорость ремня
 коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.
Для ремня сечения А коэффициент  = 0,1
Тогда
F0 = (850*4,62*1*1,01) / (3*9,45*0,95) + 0,1*9,452 = 156,20 Н
Давление на валы по формуле (7.31) [1]
=2 * 156,2 * 3 sin 79,5° = 921,5 H
Ширина шкивов Вш по табл. 7.12 [1]:
Вш = (z - 1)е + 2f = (3 - 1)*15 + 2*10 = 50 мм.

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов . М.: ТИД «Альянс», 2005. 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998. 447 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3. М.: Машиностроение, 2001
4. Атлас конструкций узлов и деталей машин. М.: МГТУ им. Баумана, 2007. 384 с.