Новосибірська державна академія водного транспорту

Кафедра «ТММ і ДМ»

Приводу стрічкового конвеєра

Пояснювальна записка

Новосибірськ 2005 р .

Зміст
Технічне завдання
Введення
1. Підбір електродвигуна та визначення моментів, що крутять
2. Розрахунок прямозубой циліндричної передачі
2.1 Визначення допускаються контактних напружень
2.2 Визначення допустимих напружень вигину
2.3 Визначення основних параметрів
2.4 Перевірка на контактну витривалість
2.5 Перевірка на згинальну витривалість
2.6 Сили, що діють в зачепленні
3. Розрахунок деталей редуктора
3.1 Проектування валів редуктора
3.2 Розрахунок тихохідного вала редуктора
3.3 Розрахунок підшипників кочення на тихохідному валу
3.4 Розрахунок шпоночно з'єднання
4. Розрахунок муфт
5. Техніко-економічні показники
Специфікація редуктора циліндричного
Специфікація приводу ланцюгового конвеєра

Введення

Технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів у промисловості, будівництві, сільському господарстві, на транспорті.

Об'єктом курсового проекту є привід ланцюгового конвеєра з черв'ячним редуктором.
Редуктори бувають: черв'ячні, циліндричні, конічні, хвильові і т.д. Найчастіше вони виконуються у вигляді окремого механізму, що служить для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини, а так само знижує кутову швидкість на валу робочої машини.
Редуктор складається з корпусу, який може бути отриманий за допомогою лиття або зварювання. У самому корпусі вже мають у своєму розпорядженні окремі частини: вали, зубчасті колеса, підшипники тощо Лиття корпусів зазвичай застосовують при серійному виробництві так як це більш доцільно, і виготовляють найчастіше з чавуну.
У процесі проектування за курсом деталі машин ставиться за мету використовувати досвід конструювання уніфікованих передач, накопичений у промисловості. Проектований редуктор може бути загального або спеціального призначення. Редуктори спеціального призначення допускається виконувати з нестандартними параметрами. Однак при проектуванні навіть нестандартних редукторів необхідно широко використовувати стандартні і нормалізовані сталі.
Для передачі крутного моменту від двигуна до редуктора, або від редуктора до робочій машині використовують різні передачі, такі як ремінні ланцюгові, але найчастіше використовують муфти. Конструкція муфт різноманітна. Тип муфти вибирають в залежності від тих вимог, які пред'являються до неї в даному приводі. Муфта повинна компенсувати неспіввісність валів, зменшувати динамічні навантаження, охороняти привід від перевантаження і т.д.
Якщо стандартні муфти не задовольняють умовам конструкції, проектують спеціальні муфти. Основний паспортної характеристикою будь-муфти є крутний момент, на передачу якого вона розрахована. Так само розглядають редуктор за техніко-економічними показниками для визначення і прагненню до світового рівня машинобудування.

1. Підбір електродвигуна для приводу і визначення крутних моментів на валах
Визначаємо потужність приводу ланцюгового конвеєра
, (1)
.
Необхідна потужність двигуна
, (2)
де - Загальний ККД приводу.
З заданої кінематичної схеми приводу визначається залежністю
, (3)
де - К.к.д. зубчастої передачі;
- К.к.д. муфти;
- Коефіцієнт, що враховує втрати в опорах вала;
- Число валів.
- Число муфт
.
Визначаємо необхідну потужність двигуна за формулою (2)
.
Вибираємо електродвигун 132S8/720 номінальною потужністю і частотою обертання .
Кутова швидкість швидкохідної ступені редуктора
, (4)
.
Визначаємо кутову швидкість барабана
, (5)
.
Загальне передавальне відношення приводу
, (6)
.
Знаходимо кутову швидкість на тихохідному валу редуктора
, (7)
.
Обчислюємо крутні моменти на валах приводу
,
,

2. Розрахунок прямозубой циліндричної передачі
2.1 Визначення допускаються контактних напружень
Допустиме контактне напруження визначаємо за формулою
, (8)
де - Межа контактної витривалості, МПа;
- Коефіцієнт запасу міцності;
- Коефіцієнт довговічності;
, - Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь зубів;
- Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість;
Для зубчастих коліс призначаємо сталь 40Х з термообробкою: поліпшення + гарт Т.В.Ч - для колеса HB = 280, сталь 35ХМ. - Для шестірні з термообробкою поліпшення + гарт HRC = 53, HB = 295. Визначаємо межі контактної витривалості:
- Для шестірні ;
- Для колеса .
Коефіцієнт запасу міцності . Приймаються .
Коефіцієнт довговічності визначається за формулами:
при , (9)

де - Базове число циклів напружень, відповідне межі витривалості;
- Еквівалентне число циклів напруг.
при . (10)
Еквівалентне число циклів напружень визначається за формулою
, (11)
де - Коефіцієнт приведення змінного режиму навантаження до постійного еквівалентному режиму;
- Число зачеплень зуба за один оборот колеса;
- Тривалість роботи передачі за розрахунковий термін служби, ч.
Коефіцієнт визначається за формулою
, (12)
де , - Максимальне і проміжне значення крутних моментів;
- Відповідні цим моментам частота обертання і тривалість роботи.
Тривалість роботи передачі за розрахунковий термін служби
,
.
Використовую формулу (12) визначимо коефіцієнт , З урахуванням того, що
,
.
Визначаємо базові числа циклів напружень за формулою
,
.
Визначаємо еквівалентні числа циклів напружень за формулою (12)


Коефіцієнти довговічності тому що і .
Визначаємо допустима контактна напруга за формулою (8) для шестірні і колеса
,
.
В якості допустимого контактної напруги приймаємо менше.
2.2 Визначення допустимих напружень вигину
Допустиме напруження згину визначається за формулою
, (13)

де - Базовий межа витривалості зубів, що визначається залежно від способу термічної або хіміко-термічної обробки, МПа;
- Коефіцієнт безпеки;
- Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження;
Визначаємо базовий межа витривалості зубів
Визначаємо базовий межа витривалості зубів
,
.
Коефіцієнт довговічності визначається за формулою
, (14)
де - Базове число циклів напружень ;
- Еквівалентне число циклів напружень;
- Показник ступеня кривої втоми
Еквівалентне число циклів напружень визначається за формулою
, (15)
де - Коефіцієнт приведення змінного режиму навантаження до постійного еквівалентному режиму.
Коефіцієнт визначається за формулою
, (16)

,
.
Визначаємо еквівалентні числа циклів напружень за формулою (15)
,
.
За формулою (14) знаходимо коефіцієнт довговічності для шестірні і колеса
,
.
Коефіцієнти довговічності рівні 1, так як вони не можуть бути менше 1.
Визначаємо допустимі згинні напруги по формулі (13)
,
.
2.3 Визначення основних параметрів
Орієнтовне значення міжосьової відстані , Мм, визначається за формулою
, (17)
де - Допоміжний коефіцієнт ;
- Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;
- Коефіцієнт ширини зубчастого колеса .
Визначаємо коефіцієнт
.
Коефіцієнт приймаємо в залежності від параметра за графіком, .
Обчислюємо міжосьова відстань по формулі (17)

Приймаються .
Визначаємо робочу ширину вінця
.
Приймаються ширину вінця і .
Нормальний модуль ; Приймаємо .
Визначаємо число зубців шестірні і колеса
;
.
Приймаються і .
Обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин, основні діаметри і діаметри западин шестерні і колеса
;
;
;
;
;
.
Уточнюємо міжосьова відстань

Окружна швидкість
.
Для даної швидкості рекомендується 8-й ступінь точність.
2.4 Перевірка на контактну витривалість
Контактна витривалість встановлюється зіставленням діючих в полюсі зачеплення розрахункового та допустимого контактних напружень
Розрахункове контактне напруження в полюсі зачеплення визначається наступним чином:

, (18)
де - Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс визначається за формулою:
, Для сталевих зубчастих коліс приймаємо .
- Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів в полюсі зачеплення визначається за формулою:
, (Якщо і , ,
то ),

- Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній визначається за формулою:
,
де - Коефіцієнт торцевого перекриття
, ,
тоді .
-Питома розрахункова окружна сила визначається за формулою:

, (19)
де (Для прямозубих передач), - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;
(Визначається за графіком), - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця;
- Окружна сила,
- Коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, визначається за формулою:
, (20)
де - Питома окружна динамічна сила, визначається за формулою:
,
де - Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю головок зубів,
- Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів колеса і шестерні,
тоді ,
.
Розраховуємо за формулою (20)
.

Розраховуємо за формулою (19)
H / мм.
Знаходимо допускаються контактні напруги за формулою:
,
де - Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь зуба,
- Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість, визначається за графіком
- Коефіцієнт довговічності визначається за графіком залежно від ставлення ,
- Коефіцієнт безпеки,
- Межа контактної витривалості,
тоді МПа.
Визначаємо розрахунковий контактне напруження в полюсі зачеплення за формулою (18)
МПа.
Перевіряємо міцність зубців при перевантаженнях за формулою,

де допустиме максимальне напруження,
де МПа - межа плинності,
тоді МПа
Визначимо міцність зубів при перевантаженнях
.
2.5 Перевірка на згинальну витривалість
Витривалість зубів, необхідна для запобігання втомного зламу зубів, встановлюють зіставленням розрахункового місцевого напруги від вигину в небезпечному перерізі на перехідній поверхні і допустимого напруги .
Розрахункове місцеве напруження при згині визначається за формулою
, (21)
де - Питома окружна сила;
- Коефіцієнт, що враховує вплив форми зуба і концентрацію напружень;
(Для прямозубой передачі) - коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба;
- Коефіцієнт, що враховує вплив перекриття зубів.
Визначимо коефіцієнти і , .
Визначаємо окружну силу на ділильному циліндрі Н / м
Коефіцієнт визначаємо за формулою
, (22)
де - Динамічна добавка.
Динамічну добавку можна визначити за наступною формулою
, (23)
де - Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами,
- Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця
- Питома окружна динамічна сила.
,
де - Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю головки зубів;
- Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів шестірні й колеса.
.
Визначаємо динамічну добавку за формулою (23)
.
Обчислюємо коефіцієнт за формулою (22)
.
Визначимо питому окружну силу за формулою



Визначимо допустимі напруження згину на витривалість шестірні й колеса, МПа
,
де - Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження,
- Коефіцієнт довговічності,
- Коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастого колеса і шестерні,
- Коефіцієнт, що враховує спосіб отримання зубчастого колеса, тоді
МПа,
МПа.
Визначаємо відношення для шестірні і колеса,
Визначаємо розрахункову напругу за формулою (21)
МПа

Зіставляємо розрахункове і допустиме напруження, .
Перевіряємо міцність зубців при перевантаженнях на вигин за формулою

де допустиме максимальне напруження,
де МПа - межа плинності


2.6 Сили, що діють в зачепленні
У прямозубой передачу нормальна сила спрямована під кутом до торця колеса. Розклавши на складові, отримаємо окружну силу
;
радіальну силу
;

3. Розрахунок деталей редуктора
3.1 Проектування валів редуктора
3.1.1 Загальні відомості
Проектний розрахунок валу виконується по напруженням кручення (дотичним), тобто при цьому не враховуються напруги вигину, концентрація напруг і їх циклічність. Тому для компенсації наближеності цього методу розрахунку допустимі напруження на кручення
приймають заниженими [τ] = 10-20 МПа. При цьому менші значення приймаються для швидкохідних валів, а великі - для тихохідних.
Редукторний вал має східчасту форму, яка забезпечує зручність монтажу, можливість осьової фіксації розташованих на валу деталей і наближає його за формою до бруса рівного опору. Кількість і розміри щаблів залежить від кількості і розмірів, настановних на вал деталей. Проектний розрахунок ставить за мету визначити орієнтовно геометричні розміри кожної i - того ступеня вала: діаметр d _i і довжину L _i.
Перехідний ділянку валу між двома суміжними ступенями різних діаметрів може бути виконаний жолобник постійного радіуса або канавкою для виходу шліфувального круга. Шліфується посадкова поверхня вала в місцях установки підшипників для необхідної стандартом шорсткості.
Так - як діаметри шестерні і швидкохідного валу близькі один до одного, в редукторах зазвичай виконують шестерню заодно з валом (вал - шестерня).
Орієнтовні розміри щаблів валу визначаються по залежностях запропонованими нижче.
Перший ступінь валу (під елемент відкритої передачі або напівмуфту):

;
де Т - крутний момент на валу, Нм
[Τ] _кр - допустимі дотичні напруження, Па
Приймемо рівною 25
Якщо діаметр вихідного кінця швидкохідного валу з'єднаний з двигуном через муфту, то d ₁ необхідно узгодити з діаметром валу електродвигуна d _1.
Другий ступінь валу (під ущільнення кришки з отвором і підшипник):
де t - висота буртика.
Приймемо рівної 30
Діаметр другого ступеня округляється до найближчого числа кратного п'яти:
Третій ступінь валу (під шестерню):
де r - координата фоском підшипника.

Перший ступінь валу (під елемент відкритої передачі або напівмуфту):
Орієнтовні розміри щаблів валу визначаються по залежностях запропонованими нижче.
;
де Т - крутний момент на валу, Нм
[Τ] _кр - допустимі дотичні напруження, Па
приймаємо
Другий ступінь валу (під ущільнення кришки з отвором і підшипник):
де t - висота буртика.

Діаметр другого ступеня округляється до найближчого числа кратного п'яти:
Третій ступінь валу (під колесо):


Розміри п'ятому ступені:

приймаємо
Дана щабель може бути замінена распорной втулкою.
3.2 Розрахунок тихохідного вала редуктора
Виконаємо проектний розрахунок вала та його опор (див. рис.): Нм, хв , Ширина колеса - 39 мм, діаметр колеса мм,; на вихідному кінці вала пружна муфта; матеріал вала - сталь 45Х, поліпшена, МПа, МПа. Термін служби тривалий, навантаження близька до постійної, допускається двох кратна короткочасне перевантаження.
1. Діаметр вихідного кінця вала визначаємо при посадки колеса мм; діаметр у місці посадки підшипників мм; діаметр у місці посадки муфти мм; мм; мм; мм.
2. Визначаємо допустиме навантаження на вихідному кінці вала, вважаючи, що редуктор може бути використаний як редуктор загального застосування Н.
3. Визначаємо сили в зачепленні за формулою Н; Н.
4. Визначаємо реакції в опорах і будуємо епюри згинальних і крутних моментів (див. рис. 1). Розглянемо реакції від сил і діючих у вертикальній площині. Сума проекцій: ; . Сума моментів . При цьому =
= Н; Н
Реакції від сил і , Що діє в горизонтальній площині.

Н.
3.2.1 Розрахункова
Прорахуємо два передбачуваних небезпечних перерізів: перетин I - I під колесо, і перетин II - II поруч з підшипником, ослаблене жолобник. Для першого перетину згинальний момент:
НММ,
Крутний момент НММ.
Напруга вигину або МПа.
Напруга крутіння або МПа.
Визначаємо
МПа;
МПа;
МПа.
За таблицями визначаємо для шпоночно паза , .
За графіком , Для шліфувального валу .
За формулами ; .
Запас опору втоми по вигину

де ;
;
; - Коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні
- Коефіцієнти, що коректують вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми,
- Масштабний фактор,
  - Фактор шорсткості.

Запас опору втоми по крученню

Запас опору втоми при спільній дії напружень кручення і вигину


Для другого перерізу II - II згинальний момент НММ; крутний момент НММ.
Напруга вигину або МПа.
Напруга крутіння або МПа.
Приймаються галтелі рівним 2 мм ; і знаходимо ; .
Запас опору втоми по вигину

Запас опору втоми по крученню

Запас опору втоми при спільній дії напружень кручення і вигину

Більше напружене другий перетин
3.3 Розрахунок підшипників кочення на тихохідному валу
Сумарні реакції:
для опори ;
для опори .
Вибираємо шарикопідшипники радіальні однорядні 208 легкої серії , , , , .
Вибираємо підшипники за більш навантаженою опорі.
Тому кН,
Розрахункова довговічність, милий. Про.

Розрахункова довговічність, год:
год;
де об / хв - частота обертання тихохідного валу.
Визначаємо еквівалентну довговічність:
тис. г.;
де - Коефіцієнт режиму навантаження.
млн. об.
Динамічна вантажопідйомність:
H.
Умова динамічної вантажопідйомності виконується
3.4 Розрахунок шпоночно з'єднання
Шпонки призматичні. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжин вибираємо за СТ СЕВ 189-75.
Для шпонок вибираємо матеріал сталь 45 з нормалізацією. Напруга зминання і умова міцності розраховуємо за формулою
, (25)
де - Діаметр вала;
- Висота шпонки;
- Глибина паза на валу;
- Довжина шпонки;
- Ширина шпонки;
- Допустимі напруження зминання (для сталевої маточини і від режиму роботи вибирається в межах ).
Швидкохідний вал
.
Тихохідний вал
Перевіряємо шпонку під муфтою кулачковою

4. Розрахунок муфт
Швидкохідний вал редуктора з'єднується з електродвигуном муфтою. Вибираємо порівняно просту і широко поширену в приводах машини муфту з гумовою зірочкою.
Працездатність гумової зірочки визначається напругою зминання і визначається за формулою
, (26)
де - Число зубів зірочки (6)
- Зовнішній діаметр зубів зірочки;
- Внутрішній діаметр зубів зірочки;
- Довжина пружного елемента ;
- Допустиме напруження зминання .
,
Умова міцності виконується.
Тихохідний вал редуктора з'єднується з приводом муфтою. Вибираємо порівняно просту і широко поширену в приводах машини муфту з гумовою зірочкою.
Працездатність гумової зірочки визначається напругою зминання і визначається за формулою (26)
,
Умова міцності виконується.

5. Техніко-економічні показники
Ступінь стандартизації редуктора
,
де - Число стандартних деталей;
- Число всіх деталей редуктора.
.
Ваговий показник редуктора
, (27)
де - Вага сухого редуктори.
Вага сухого редуктора визначимо за формулою
, (28)
де - Коефіцієнт заповнення ;
- Обсяг редуктора;
- Середня щільність сталі .
Визначаємо обсяг редуктора
,
де - Довжина редуктора ;
- Ширина редуктора ;
- Висота редуктора .
.
Обчислюємо вага сухого редуктора за формулою (28)
.
За формулою (27) обчислюємо ваговій показник редуктора
.

Висновок
У курсовому проекті був розроблений черв'ячний редуктор до приводу ланцюгового конвеєра, а так само представлений розрахунок редуктора і основні геометричні розмірено. Сам привід і редуктор були спроектовані на аркушах формату А1.
У роботі були використані знання з ряду використаних дисциплін: механіки, опору матеріалів, технології металів, взаємозамінності і ін
До даного редуктора була розроблена муфта, ланцюгова передача від редуктора до конвеєра. А так само обраний матеріал для тієї чи іншої деталі редуктора. При розрахунку були враховані короткочасні перевантаження, які можуть відбуватися під час роботи приводу, і прорахований на витривалість різних деталей.
Редуктор перевірений по техніко-економічними показниками, за якими видно, що редуктор близький до світового рівня.