Проектирование привода ленточного транспортёра

Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и других

элементов, соединенных в единое целое. Толщину ( стенки, отвечающую

требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора,

находят по формуле:

[pic] мм, где

Ттв - крутящий момент на тихоходном валу, Н(м; Т=498,28 Н(м (см. табл.

2.4).

[pic] мм.

Принимаем толщину дна корпуса и толщину ребер жесткости равными толщине

стенки. Плоскости стенок, встречающиеся под прямыми углами, сопрягаются

радиусами

[pic]; [pic],

где R – наружный радиус; ( – внутренний радиус.

[pic] мм; [pic] мм.

Размеры принимаем согласно ГОСТ 6636-69

R=13 мм, r=4,2 мм.

Для крепления к корпусу крышек предусматривают опорные платики. Эти

платики при отливе могут быть смещены, поэтому размеры сторон опорных

платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей

крышек. Величина С=3(5 мм. Обрабатываемые поверхности корпуса отделяются от

черновых выступами в виде платиков высотой h:

[pic];

[pic] мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

h=3,8 мм.

Чтобы вращающиеся детали редуктора не задевали за внутреннюю поверхность

корпуса, между ними предусматривается зазор:

[pic]мм,

где L1 – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей

передач.

[pic] мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

a=11 мм.

Чтобы не происходило перемешивание осевшей на дно грязи с маслом,

расстояние от поверхности колес до дна корпуса принимают:

[pic]

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

[pic]=45 мм.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема

редуктора выполнены фланцы. Для соединения крышки с корпусом используют

болты класса прочности не менее 6,6 с наружной шестигранной уменьшенной

головкой. Диаметры болтов находим по формуле:

[pic] мм,

[pic] мм.

По ГОСТ 7808 принимаем dб=10 мм. Расстояние между болтами принимают

равным десяти диаметрам болта. Ширину фланца bф выбираем из условия

свободного размещения головок болта и возможного поворота ее гаечным ключом

на угол больше 60(:

[pic],

где С1- расстояние от стенки корпуса до оси болта;

[pic]; [pic] мм.

С2- расстояние от оси болта до торца фланца,

[pic]; [pic] мм.

[pic] мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

bф=36 мм.

Опорную поверхность корпуса выполняют в виде четырех платиков,

расположенных в местах установки болтов. Диаметр болтов крепления корпуса к

раме принимаем:

[pic],

где dб – диаметр болта, соединяющего крышку с корпусом.

[pic] мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

dф=13 мм.

Толщина рамы:

[pic]

[pic] мм.

Размер принимаем согласно ГОСТ 6636-69

(р=20 мм.

Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие,

закрываемое резьбовой пробкой.

7. Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора выполнена на миллиметровой бумаге в

масштабе 1:1. Предварительно выбираем подшипники, исходя из посадочного

диаметра:

V быстроходный и промежуточный – радиально-упорный однорядный подшипник

легкой серии 36208;

V тихоходный вал – радиально-упорный однорядный подшипник легкой серии

36211.

Перед построением компоновочной схемы проводим горизонтальную осевую

линию ведущего вала и намечаем положение осей промежуточного и ведомого

вала, с учетом межосевого расстояния валов. Далее намечаем и вычерчиваем

контуры зубчатых колес, валов и стенки корпуса. Компоновочная схема

(рис.7.1.) выполняется на основе предыдущих расчетов на ЭВМ (см. таблицу

3.1) с проставлением основных размеров, необходимых для расчета подшипников

на ЭВМ.

8. Расчет подшипников на ЭВМ

8.1. Подготовка исходных данных

Необходимые для расчета данные приведены в таблице 8.1.

1. Ресурс работы передачи применяется на основании технического задания и

рассчитанного ранее при подготовке исходных данных расчета редуктора на

ЭВМ (см. п. 2.2.), t=12194 ч.

2. Коэффициент вращения кв=1.

3. Коэффициент безопасности ко=1,3.

4. Температурный коэффициент кт=1,05.

5. Коэффициенты ( и ( принимаются по заданному в техническом задании

графику нагрузки, т.е. (=1; 0,5; 0; 0; (=0,15; 0,85; 0; 0.

6. Схема установки подшипников быстроходного вала – 2, промежуточного и

тихоходного валов – 1.

7. Диаметры цапф в опорах А и В принимаем согласно п.4.

da=dв=40 мм – для быстроходного вала.

da=dв=40 мм – для промежуточного вала.

da=dв=55 мм – для тихоходного вала.

8. Частота вращения валов принимается согласно таблицам 2.3 и 2.4.

n1=700 (об/мин); n2=155,56 (об/мин); n3=38,10 (об/мин).

8.2. Расчетные схемы валов

Расчетные схемы валов изображены на рисунках 8.1., 8.2 и 8.3.

Значения сил принимаются из распечатки (табл. 2.3.) согласно принятому

варианту расчета.

1). На быстроходный вал действуют силы Ft1=1852,39 H, Fr1=-514,35 H,

Fa1=1442,60 H. Торцевой модуль конической шестерни mte=2,54 мм, число

зубьев z=14.

[pic]

Рис. 8.1. Расчетная схема быстроходного вала.

Значение момента принимаем из расчетов:

[pic]

[pic]Н(м.

Расстояние от опор до точки приложения силы берутся из компоновочной

схемы редуктора на рис. 7.1. L1=46 мм, Lab=105 мм. В точках, где

отсутствуют силы и моменты, их значения и значения моментов, а так же

расстояния принимаем равными нулю.

2).Силы, действующие в зацеплении на промежуточном валу: Ft4=1852,39 H,

Ft2=4962,51 H, Fr4=1442,60 H, Fr2=-1850,62 H, Fa4=514,35 H, Fa2=-1107,26 H.

Делительный диаметр цилиндрической шестерни промежуточного вала d2=49,18

мм.

Рис. 8.2. Расчетная схема промежуточного вала.

[pic]Н(м

[pic] [pic]Н(м

Значения моментов: М2=-27,2 Н(м, М4=77,2 Н(м.

Расстояния от опор до точек приложения сил: L2=74 мм, L4=129 мм, Lab=222

мм. Остальные значения сил и расстояний принимаем равными нулю.

3). Силы, действующие в зацеплении на тихоходном валу: Ft2=-4962,51 H,

Fr2=1850,62 H, Fa2=1107,26 H. Делительный диаметр цилиндрического колеса

тихоходного вала d2=200,82 мм

[pic]

Рис. 8.3. Расчетная схема тихоходного вала.

[pic]Н(м

Значение момента: М2=111,2 Н(м.

Расстояния от опор до точек действия сил: L2=74 мм, Lab=225 мм. Остальные

значения сил, моментов и расстояний принимаем равными нулю.

8.3. Анализ результатов расчета и выбор подшипников

Программа расчета подшипников качения на долговечность имеет имя POD1.

Итогом расчета подшипников на ЭВМ являются распечатки (табл. 8.2., 8.3.,

8.4.), где указаны исходные данные для контрольной проверки, а так же

подшипники, которые удовлетворяют заданной нагрузке на вал.

По данным распечаток выбираем подшипники по ресурсу их работы. Для обеих

опор быстроходного вала выбираем шариковые радиально-упорные однорядные

подшипники легкой серии № 36208. Для обеих опор промежуточного вала

выбираем шариковые радиальные двухрядные подшипники лёгкой серии № 1208.

Для обеих опор тихоходного вала выбираем шариковые радиально-упорные

однорядные подшипники № 36211.

9. Выбор и расчет шпонок

Для соединения валов зубчатыми колесами применяют, чаще всего,

призматические шпонки. Шпонка служит для передачи крутящего момента от вала

к ступице колеса и наоборот. Размер сечений шпонок, длина и пазы выбираются

по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная

Расчет шпонок производят по условию прочности на смятие. Для проверки

выбора используется следующая формула:

[pic],

где Тк – крутящий момент на валу, Н(м; d – диаметр вала, мм; h – высота

шпонки, мм; l – длина шпонки, мм.

[pic] - допускаемое напряжение смятия, Н(м.

[pic] =100…120 (МПа).

9.1. Быстроходный вал

Диаметр вала со шпоночным пазом под муфту d=32 мм. В соответствие с этим

подбираем шпонку с сечением b(h(l=10(8(24.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

[pic]МПа

[pic]<[pic].

9.2. Промежуточный вал

Диаметр вала под коническое колесо d=50 мм. В соответствие этого выбираем

шпонку с сечением b(h(l=14(9(36.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

[pic]МПа

[pic]<[pic].

9.3. Тихоходный вал

Диаметр вала под цилиндрическое колесо d=67 мм. В соответствие с этим

выбираем шпонку с сечением b(h(l=20(12(50.

Проверяем выбранную шпонку по напряжению смятия:

[pic]МПа

[pic]<[pic].

Диаметр вала под шпоночным пазом для муфты d=50 мм. В соответствие с

этим выбираем последнюю шпонку с сечением b(h(l=14(9(50.

Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия:

[pic]МПа

[pic]<[pic].

10. Расчет вала на выносливость

10.1. Подготовка исходных данных

Исходные данные для расчета вала на выносливость приведены в таблице

10.1. Расчетная схема промежуточного вала изображена на рис. 10.1.

Приступая к расчету, предварительно намечаем опасные сечения вала,

которые подлежат расчету. При этом учитывается характер эпюр изгибающих и

крутящих моментов, структурная форма вала и места концентрации напряжений.

1). Предел прочности материала принимаем равным пределу прочности

материала шестерни 920 МПа.

2). Изгибающие моменты в выбранных сечениях вала рассчитывается по

формуле:

[pic],

где [pic]- изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях

соответственно.

Рис. 10.1 Расчетная схема промежуточного вала

[pic]=-4106,7 Н; [pic]=1112,3 Н;

[pic]=-2708,2 Н; [pic]=-664,3 Н.

Сечение 1-1:

Мz=RAy(L2=2997,89 Н(м

My1=RAy(L2=811,98 Н(м

My2=RAy(L2-M1=784,78 Н(м.

Сечение 2-2:

Мz=RAy(L4-Ft2((L4-L2)=2518,64 Н(м

My1=RAy(L2-Fr2((L4-L2)-M1=389,52 Н(м

My2=RAy(L2-Fr2((L4-L2)-M1+M2=784,78 Н(м.

При построении эпюр изгибающих моментов, значения реакций в опорах берем

из распечатки (табл. 8.3.).

10.2. Анализ результатов расчета

Результаты расчета показали, что прочность промежуточного вала с

заданными параметрами обеспечена.

11. Смазка редуктора

Основное назначение смазки - это снижение потерь мощности на трение,

снижение интенсивности износа, предохранение от заедания, задиров,

коррозии, для лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей. Для смазки

принимается масляная ванна (картерная смазка). В корпус редуктора

заливается масло, так чтобы венцы колес были погружены в него. При их

вращении масло разбрызгивается, в результате чего внутри редуктора

образуется масляный туман (взвесь частиц масла). Данный способ требует

герметичных уплотнений. Смазка зубчатых колес происходит за счет погружения

их в масляную ванну, также полностью должны быть погружены и зубья

конического колеса. Подшипники качения смазываются брызгами масла. Для

отделения подшипникового узла от общей смазочной системы, а также в целях

предупреждения попадания продуктов износа в подшипник, устанавливаются

мазеудерживающие кольца, вращающиеся вместе с валом. Для смазки подшипника

вала конической шестерни, удаленной от масляной ванны, на фланце корпуса в

плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. Масло, стекая

со стенок, попадает в канавки к стакану с отверстиями, а затем к

подшипникам. Во избежание выброса масла и сравнивание давления создаваемого

в редукторе с внешней средой, на крышке корпуса устанавливается отдушина.

Для наблюдением за уровнем масла устанавливают щуп. В целях замены масла

днище редуктора выполняют резьбовую пробку, через которую производят слив.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип

назначения сорта масла следующий: чем выше контактное в зубьях, тем больше

вязкостью должно обладать масло, и чем выше окружная скорость колеса, тем

меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла

определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости

колеса.

Средняя окружная скорость тихоходного и промежуточного валов колес:

[pic], где [pic], [pic];

[pic](м/с);

[pic](м/с);

[pic] (м/с);

Определяем марку масла по таблице. В качестве смазки редуктора выбираем И-

Г-А-68 с кинематической вязкостью 61-75 мм2/с при 40( С.

12. Выбор посадок

Назначаем посадки для конического и цилиндрического колеса.

. коническое колесо H7/s7;

. цилиндрическое колесо H7/r7;

. втулки в полумуфтах H7/js6;

. сопряжение вал – корпус H7;

. сопряжение подшипник – вал k6;

. наружный диаметр крышки h8;

. уплотнительные кольца H8/r8;

. полумуфты H7/f7 и H7/k6;

. пазы для шпонок H7/m6.

13. Выбор муфт

Муфтой называется устройство, которое служит для соединения концов валов

и передачи крутящего момента без изменения его величины и направления.

Широко применяемые муфты стандартизированы. В нашем случае выбираем муфту

МУВП – муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93. Эта муфта

получила распространение особенно в приводах от электродвигателя, благодаря

легкости изготовления и замены резиновых элементов, компенсирующих

несоосность валов.

13.1. Выбор муфты для выходного вала.

По диаметру выходного вала dв=32 мм и диаметру вала электродвигателя

dэд=32 мм выбираем муфту с учетом крутящего момента Т1=29,71 (Н(м):

dв=32 мм, dэд=32 мм; l=121 мм; D=140 мм.

13.2. Выбор муфты для ведомого вала.

Для ведомого вала аналогично выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-93.

Диаметр ведомого вала dв=50 мм, Т3=498,28 (Н(м) - крутящий момент на валу:

dв=50 мм; l=170 мм; D=190 мм.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного

транспортера, состоящий из электродвигателя 4А112МА8 мощностью 2,2 кВт,

двух упругих втулочно-пальцевых муфт, двухступенчатого коническо-

цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего

вала-шестерни и два перпендикулярных ему вала. Все валы установлены на

радиальных подшипниках.

В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы

валы, зубчатые колеса, выбраны подшипники, сконструирован корпус редуктора

и проверен промежуточный вал на выносливость.

Технические характеристики привода:

- окружное усилие на барабане 2400 Н;

- скорость ленты транспортера 0,8 м/с

- частота вращения вала электродвигателя 700 об/мин.

Литература

1. Детали машин, загрузочные и транспортные устройства: Методические

указания к курсовому проекту. Расчет цилиндрических конических передач на

ЭВМ. - Вологда: ВПИ, 1988.- 34 с.

2. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб.

пособие для машиностроит. спец. техникумов, - 2-е изд. перераб. и доп. -

Высш. шк., 1990.- 399 с., ил.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб.

заведений. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.:Высш. школа, 1991.- 383 с.:

ил.

4. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для

втузов/ Чернавский С.А. и др. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.:

Машиностроение, 1984.- 560 с., ил.

5. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся

машиностроительных специальностей техникумов/С.А. Чернавский, К.Н. Боков,

И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988.-

416 с.: ил.

6. Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов

машиностроительных конструкций: Справочник. – М.: Машиностроение, 1983.-

239 с., ил.

7. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчёт, проектирование и обслуживание

опор: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. – 543 с., ил.

8. Детали машин: Энергетический расчет привода на ЭВМ. Методические

указания к курсовому проекту. - Вологда: ВоПИ, 1987.- 25 с.

9. Детали машин: Конструирование зубчатых и червячных колёс, шкивов и

звёздочек: Методические указания к курсовому проекту. – Вологда: ВоПИ,

1998. – 19 с.

10. Детали машин: Конструирование подшипниковых узлов: Методические

указания к курсовому проекту. – Вологда: ВоПИ, 1997. – 15 с.

-----------------------

[pic]

[pic]

[pic]

[pic]

[pic]

[pic]

Страницы: 1, 2