Проектирование привода к вертикальному валу цепного конвейера

            МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

         РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

Новосибирский государственный технический университет

Кафедра прикладной механики

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по дисциплине

«Основы конструирования и проектирования»

на тему: Проектирование привода к вертикальному валу цепного конвейера

Автор работы                       Машир Оксана Сергеевна

Специальность (направление) 080502 - «Экономика и управление на предприятии машиностроения»

Обозначение проекта            КР40-010711.00.00

Группа                                   ОТЗ-804

Руководитель работы                     Капустин Владимир Иванович

Новосибирск 2011

Содержание

Содержание

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

БрА9ЖЗЛ7

Способ отливки

Механические свойства

1.Введение

Машиностроению принадлежит ведущее место среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной степени определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности - для решения этих задач необходимо совершенствовать конструкторскую подготовку студентов высших учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

Создание машин, отвечающим потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине:

высокая производительность

надежность;

технологичность;

ремонтопригодность;

минимальные габариты и масса;

удобство эксплуатации;

экономичность;

техническая эстетика.

Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

2..Задание на курсовое проектирование

Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера по схеме (рис. 1) с графиком нагрузки, данным на рисунке. Мощность на этом валу 4=6,2 кВт и угловая скорость вращения его 4=0,9 рад/с.

Рис. 1

3. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

η обш= η ч  ηп  η м, η ц ηцп где

η ч = 0,83 - КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]

η п = 0,99 - КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]

η м = 0,98 - КПД муфты, [№1, табл 1.1]

η ц = 0,94 - КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]

ηцп=0,98 КПД цилиндрической зубчатой передачи

η = 0,83 0,992  0,98 0,94  0,98 = 0,7343928

Определим требуемую мощность двигателя:

Рдв = Р4 / η общ.

Рдв = 6,2/0,7343928=8,2735005=8,44 кВт

Выбираем двигатель серии АИР132М2/1500

Рдв = 11 кВт

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, с частотой вращения 1500 об/мин.

=*nном/30=3,14*1500/30=157 рад/с

         Определение передаточного числа привода и его ступеней.

где  - частота вращения входного вала, мин-1;

 (мин-1)

 - число оборотов выходного вала редуктора, мин-1;

(мин-1).

Разбивка передаточного отношения на ступени.

Так как , т.е. 50;

,

Принимаем значение передаточного отношения из стандартного ряда

(мин-1)

(мин-1)

Момент на валу:

4. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений

Колесо:

Шестерня:

Определение допускаемых контактных напряжений:

Коэффициент долговечности:

где  - коэффициент эквивалентности, общий для всего редуктора;

 - суммарное число циклов работы (наработка);

 - база контактных напряжений;

Контактная выносливость:

где  - текущий момент;

 - наибольший момент нормально протекающего технологического процесса;

 - число оборотов;

 - суммарное число циклов работы (наработка);

 -- коэффициент приведения;

 - наибольший момент нормально протекающего технологического про цесса;

 - число оборотов;

 - суммарное число циклов работы (наработка);

 -- коэффициент приведения;

(Нм)

(Нм)

(Нм)

(Нм)

(Нм)

Изгибная выносливость:

цепной конвейер электродвигатель передача

Допускаемые контактные напряжения:

За допускаемое контактное напряжение пары принимают меньшее из двух полученных по зависимостям:

 определяются по следующей формуле:

 - предельное допускаемое контактное напряжение;

 - допускаемое контактное напряжение;

 - длительный предел контактной выносливости;

 - коэффициент безопасности

Для колеса:

Для шестерни:

Определяем :

Принимаем

Допускаемые изгибающие напряжения

 - допускаемое напряжение изгиба;

 - длительный предел изгибной выносливости;

 - коэффициент безопасности;

Для колеса:

Для шестерни:

Определение межосевого расстояния

где:   - коэффициент ширины колеса;

 - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость;

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косо зубых и шевронных колёсах, определяется в зависимости степени точности и окружной скорости

Окружная скорость:

где:   - коэффициент;

 - частота вращения шестерни, мин-1;

 - передаточное число тихоходной ступени;

    ;        принимаем

=16

Рекомендуемая степень точности - 9

где:   - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого колеса, ко торый вычисляют для прирабатывающихся колёс;

 - коэффициент динамичности нагрузки,;

 - коэффициент динамичности нагрузки,

где:   - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки,

- коэффициент режима работы передачи на приработку колёс;

 выбирается в зависимости от соотношения

и твёрдости поверхностей зубьев .

принимаем  .

Определение рабочей ширины венца

Для колеса:

Для шестерни:

Определение модуля зубчатых колёс из условия изгибной выносливости зубьев.

Определение окружной силы:

 - диаметр делительной окружности колеса, мм;

;

 принимаем m=1,5

Определение угла наклона зубьев

Определение суммарного числа зубьев

округляем в меньшую сторону

Фактическое значение угла :

;

Определение числа зубьев колёс

Шестерня:

Колесо:

Проверочный расчёт зубьев на изгибную выносливость

где:  - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

 - коэффициент учитывающий форму зуба,

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

где:    - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

;

 - коэффициент динамичности нагрузки

;

=1,0

Определение геометрических размеров зубчатых колёс

Шестерня

Диаметр делительной окружности:

Диаметр окружности вершин:

Диаметр окружности впадин:

Колесо

Диаметр делительной окружности:

Диаметр окружности вершин:

Диаметр окружности впадин:

Определение сил в зацеплении зубчатых колёс

Окружная сила:

Радиальная сила:

при отсутствии угловой коррекции

Осевая сила:

Проверочный расчёт по контактным напряжениям для принятых размеров ступени

5. Расчёт червячной передачи

.1 Подбор материала червячной пары

Червячные колёса всегда делают составными (венец и центр). Лучший способ крепления венца - заливка его центробежным способом, что обеспечивает прочность соединения, экономию бронзы и снижает трудоёмкость соединения.

Ожидаемая скорость скольжения:

.

Выбираем материал группы IIа, а именно бронзу БрА10Ж4Н4.

Материал венца - бронза

Материал червяка - сталь

.2 Определение наработки

 циклов;

Коэффициент долговечности :

.3 Коэффициент долговечности по изгибу

.4 Допускаемое напряжение:

5.5 Предварительный коэффициент нагрузки

 - коэффициент концентрации

Заходность червяка при . Начальный коэффициент концентрации при и  ;

Коэффициент динамичности

.6 Предварительное значение межосевого расстояния

Принимаем ближайшее стандартное значение

В червячно-цилиндрическом редукторе отношение межосевых расстояний червячной и цилиндрической ступеней по условиям компоновки принимаем равным 0,63

 принимаем

Число зубьев колеса:

Модуль:

Принимаем стандартный модуль

.7 Коэффициент диаметра червяка

.8 Коэффициент смещения:

Угол подъема витка на начальном диаметре, который при совпадает с делительным:

Длина червяка:

 принимается по  

Принимаем

.9 Ширина венца червячного колеса

Принимаем

.10 Проверка фактического контактного напряжения:

Делительный диаметр колеса

Начальный диаметр червяка при , совпадающий с делительным,

Фактическая скорость скольжения:

Коэффициент концентрации:

Коэффициент режима

Коэффициент деформации червяка

Скорость колеса

Коэффициент динамичности ;

Коэффициент нагрузки

Расчётный момент:

Напряжение:

Уточняем допускаемое контактное напряжение по фактической скорости скольжения

.11 Проверка статической контактной прочности

Предельное контактное напряжение:

Максимальное контактное напряжение:

<

.12 Проверка напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба:

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Эквивалентное число зубьев колеса:

Принимаем

Коэффициент формы

Окружная сила на колесе:

<

Предельное напряжение изгиба:

Проверяем статическую прочность на изгиб:

<

Окончательные основные параметры быстроходной ступени редуктора:

Межосевое расстояние        

Передаточное отношение    

Число витков червяка 

Число зубьев колеса  

Модуль зацепления   

Коэффициент диаметра червяка   

Коэффициент смещения       

Угол подъёма линии витка червяка       

Длина нарезанной части червяка 

Ширина венца червячного колеса

.13 Геометрический расчёт червячной передачи

Цель геометрического расчёта - определение делительных диаметров, начального диаметра червяка, диаметров вершин зубьев, наибольшего диаметра колеса, диаметров впадин, делительного и начального углов подъёма витков червяка.

.13.1 Основные размеры червяка

Начальный диаметр червяка при , совпадающий с делительным,

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

1

Угол подъема витка на начальном диаметре, который при совпадает с делительным

.13.2 Основные размеры червячного колеса

Делительный диаметр

Диаметр вершин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

Диаметр впадин:

Радиус закругления колеса:

.14 Силы в зацеплении червячной пары

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе:

 - КПД, учитывающий потери в зацеплении и в подшипниках;

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

6.Ориентировочный расчёт валов

Быстроходный (входной) вал червяка:

Диаметры участков вала:

 мм

принимаем d = 28 мм

Диаметр вала в месте установки подшипника:

П ≥ d + 2 · t = 35 мм

 = 3.5 мм

Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

БП ≥ dП + 3 ∙ r = 35+32,5=42 мм

Длина промежуточного участка вала:

КБ = 2 · dП =2*35=70 мм

Выходной (тихоходный) вал червячного колеса:

Диаметры участков вала:

принимаем d = 85 мм

Диаметр вала в месте установки подшипника:

dП ≥ d + 2 · t = 85+2*5,6=95 мм

t = 5,6 мм

Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

БП ≥ dП + 3 ∙ r =95+3*3,5=105 мм

Диаметр вала в месте установки колеса:

dК ≥ dБП = 105 мм

Длина промежуточного участка вала

КТ = 1,2 · dК = 1,2105=126 мм

Нагрузки валов

Нагрузки валов червячных передач определяются силами, возникающими в зацеплении, а также консольными силами, приложенными на выходных концах входного и выходного валов.

Входной вал:

В плоскости «Х»:

Проверка:

В плоскости «Y»:

Проверка:

От консольной силы:

Проверка:

Промежуточный вал:

В плоскости «Х»:

Проверка:

В плоскости «Y»:

Проверка:

Выходной вал:

В плоскости «Х»:

В плоскости «Y»:

От консольной силы:

7.Расстояние между деталями передач

Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор а, который определяют по формуле:

Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимают b0 ≥ 4 ∙ a = 48 мм

Расстояние между торцовыми поверхностями

колес c = (0,3…0,5) ∙ a = 6 мм

8. Подбор шпонок

Входной вал: Шпонка 2 - ГОСТ 23360-78

Промежуточный вал: Шпонка 2 - ГОСТ 23360-78

Выходной вал: Шпонка 2 - ГОСТ 23360-78

Шпонка 2 - ГОСТ 23360-78

9.Выбор подшипников

В соответствии с установившейся практикой проектирования тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям:

для опор валов конических и червячных колес, а также червяков применяют конические роликовые подшипники, которые хорошо воспринимают осевые нагрузки, возникающие в конических и червячных передачах.

Предварительно принимаем для входного и промежуточного валов роликовые конические однорядные подшипники. Средняя серия.

Обозначение 7305.

Для выходного вала роликовые конические однорядные подшипники. Лёгкая широкая серия.

Обозначение 7513

10.Выбор смазочных материалов

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания и задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло на 10 мм, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт.

V = 0,25∙11 = 2,75 дм3

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

11.Выбор муфты

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н∙м. Примем упругую втулочно-кольцевую муфту МУВП I-45.

Полумуфты изготавливают из стали 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев - сталь № 45 (ГОСТ 1050-74); Материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм2.

12.Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.:Высшая школа, 1998. - 444 с.

2. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие. - М.: Машиностроение, 1984. - 370 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа