Проектирование привода цепного конвейера

Проектирование привода цепного конвейера

Содержание

Введение

. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

. Расчет клиноременной передачи

. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

. Расчет валов проверочный

. Расчет шпоночного соединения

. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

. Выбор муфты

. Расчет элементов корпуса

. Выбор смазки редуктора

. Допуски и посадки, посадки основных деталей редуктора

Заключение

Литература

Введение

Редуктором называется механизм, состоящих из зубчатых или червячных передач, выполненными в виде отдельного агрегата и служащего для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение скорости, и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Механизмы для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатый, червячный, зубчато-червячный), число ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т.д.), тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.), относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенности кинематической схемы (развернутая, с развернутой ступенью и т. д.)

Максимальное передаточное число одноступенчатого редуктора

Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением U. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальному, применяют редко, ограничиваясь U<=6. Как горизонтальные и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Конические редукторы применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются. Межосевой угол обычно равен . Передаточное число одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех, в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях в качестве верхнего предела передаточное число можно принять равным 5.

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8-80.

Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В дано приводе используются роликовые конические подшипники, которые воспринимают осевую нагрузку в конических и косозубых цилиндрических передачах.

Муфты - устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов.

Кинематическая схема

1.       электродвигатель

2.       клиноременная передача

.        редуктор

.        рабочий орган

.        соединительная муфта

Табл.1

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода (табл. 1)[1]

η=η_р*η_чп*η_м=0.95  0.825 0.985 = 0.772

где η_р= 0,95 - коэффициент полезного действия ременной передачи

η_чп= 0.825 - коэффициент полезного действия червячной передачи

η_м= 0.985 - коэффициент полезного действия муфты

Требуемая мощность электродвигателя, кВт.

_{дв.расч.} =

Согласно расчетам принимаем электродвигатель марки 4А200 6у3 (табл. 2)[1] с мощностью 30 кВт, частотой вращения η_дв.ас. =975 об / мин и диметром вала d_в=60 мм.

Общее передаточное число привода

_об=n_дв.ас/n₃=975/40=24.38

₃-частота вращения ведомого вала, об/мин

Принимаем передаточное число U_ред=10

_от=U_об/U_ред=24,38/10=2,44

_от -передаточное число открытой (ременной) передачи

Частоты вращения валов

=n_дв.с=975 об/мин,

=n₁/u_от=975/2.44=400 об/мин,

=n₂/u_ред=400/10=40 об/мин.

Угловые скорости валов

ω₁=π*n₁/30=3.14*975/30=102 рад/с,

ω₂= ω₁/u₁=102/2.44=41.8 рад/с,

ω₃= ω₂/u₂=41.8/10=4.18 рад/с.

Мощности на валах

₁=P_{дв.расч.}=29,8 кВт,₂=P₁*η₁=29.8*0.95=28.3 кВт,₃=P₂*η₂=28.3*0.825=23 кВт.

Крутящие моменты на валах

₁=9550*P₁/n₁=9550*29.8/975=292 Н*м,₂=T₁*u₁*η₁=292*2.44*0.95=677 Н*м,₃=T₂*u₂*η₂=677*10*0,825=5590 Н*м.

Табл. 2. Таблица расчетов

2. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

Выбор материалов червяка и червячного колеса.

Материал червяка.

Для червяка выберем Сталь 40Х с поверхностной закалкой до твердости HRC=47.5,диаметр заготовки 125 мм. (Табл. 4)

Материал колеса

Для определения материала колеса рассчитаем скорость скольжения v_s

_s=0.45*10^-3*n₁*=0.45*10^-3*400*177=3.19 м/с

Выбираем ЛЦ23А6Ж3Мц2,предел прочности σ_В=500 МПа, предел текучести σ_τ=330 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Выбранная сталь относится к материалам II группы.(табл. 5)[2]

Допускаемое контактное напряжение:

[σ]_н=300-25*v_s=300-25*3.19=220 МПа_h=365*К_сут*24*К_сут*Т=365*0,45*24*0,5*4=7880 часов=60*n₂*L_h=60*40*7880=18910000_FL===0,72,

где K_FL- коэффициент долговечности

Допускаемое напряжение изгиба:

[σ]_F=(0,08*σ_пр+0.25*σ_τ)* K_FL=(0,08*500+0.25*330)* 0.72=88,2 МПа

Проектирование закрытой передачи [2]

Выбираем число витков червяка z₁=4

Определяем число зубьев червячного колеса:

₂=u*z₁=10*40=40

Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка q

=(0.212…0.250)*z₂=(0.212…0.250)*40=8.48,

по ГОСТ 19672-74 принимаем q=10

Определяем межосевое расстояние:

_ω=(+1)*=(+1)*=307 мм

Находим осевой модуль зацепления m:

=2*a_ω/(q+z₂)=2*307/(10+40)=12.3 мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=12.5 мм

Фактическое межосевое расстояние a_ω:

_ω=m*(q+z₂)/2=12.5*(10+40)/2=312.5 мм

по ГОСТ 2144-76 принимаем a_ω=315 мм

Определяем коэффициент смещения Х:

Х=a_ω/m-0.5*(q+z₂)=315/12.5-0.5*(10+40)=0.2

Основные геометрические параметры

Делительный диаметр червяка

₁=q*m=10*12.5=125 мм

Диаметр вершин витков червяка

_a1=d₁+2*m=125+2*12.5=150 мм

Диаметр впадин витков червяка

_f1=d₁-2.4*m=125-2.4*12.5=95 мм

Делительный диаметр червячного колеса

₂=m*z₂=12.5*40=500 мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

_a2=d₂+m*(2+2*X)=500+12.5*(2+2*0.2)=530 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

_f2=d₂-m*(2.4-2*X)=500-12.5*(2.4-2*0.2)=470мм

Наибольший диаметр червячного колеса

_am2≤ d_a2+_am2≤ 530+=542.5

Длина нарезной части при z₁=4

₁=m*(12.5+0.09*z₂)=12.5*(12.5+0.09*40)=201 мм

Ширина венца червячного колеса

₂≤0,67d_a1≤0.67*150≤100.5 мм

Уточняем межосевое расстояние

_ω=0.5*(d₁+d₂+2*X*m)=0.5*(125+500+2*0.2*12.5)=315 мм

Условный угол обхвата червяка колесом

δ=arcsin*=arcsin*=44.4^o

Угол подъема червяка

γ=arctg*==21^o

Уточняем скорость скольжения

_s===2.8 м/с =>не выходит из 2 группы материала

Проверочный расчет закрытой передачи

КПД

ŋ===0,88₃=T₂*4*ŋ=6776*10*0,88=5960 Нм.

Определяем силы в зацеплении.

_t1=F_a2===10832H,

где F_t1 - окружная сила на червяке, F_a2 - осевая сила на колесе.

_t2=F_a1===23840H,

где F_t2 - окружная сила на колесе, F_a1 - осевая сила на червяке.

F_r1=F_r2= F_t2*tgα_ω=23840*0,363=8650H,

где F_r- радиальная сила.

Контактная прочность зубьев

≤

=202,5 МПа

Изгибная прочность зубьев

σ_F=0.7*Y_F*q_Ft/m_n=0.7*1.45*261/11.6=22.8 МПа

Коэффициент формы зуба

z_ν2===49.4 => Y_F=1.45

q_Ft===261_n=m*cosγ=12.5*0.93=11.6мм

Тепловой расчет

_M=t_B+(1-η)*= 20+(1-0.88)*=40^оС ≤[t_M]

[t_M]=70…80 ^oC=A+A_p=1.985+0.15=2.134 м²

K_T=80 =>водяное охлаждение,

где K_T - коэффициент теплоотдачи, А-площадь корпуса редуктора, с которой производится теплоотвод, t_B - температура в помещении.

Определяем прогиб червяка

===0.0000031 мм≤ [f]

[f]=(0.01…0.005)*m=(0.125…0.0625)мм=d_am2=542.5 мм_пр===5430000мм²

где I_пр- приведенный момент инерции, L - расстояние между опорами вала-червяка, E - модуль упругости материала червяка, [f] - допускаемый прогиб.

Прогиб червяка не превышает допускаемый прогиб.

3. Расчет клиноременной передачи

Из таблицы 2.12 по заданной мощности P₁=29,8 кВт выбираем типы ремня «В», «Г»

Размеры клиновых ремней по ГОСТ 12841-89:

Оба типа ремня проектируемой передачи удовлетворяют критериям работоспособности; Окончательно принимаем передачу с типом ремня «В», т.к. при близких силовых параметрах передачи (F_t,Q)она имеет значительно меньшие габариты (D₂,D₁,a,L_p).

Рассчитываем ширину шкива по выражению:=(z-1)*e+2*f=(5-1)*25.5+2*17=136 мм,

где e и f- параметры канавки (табл. 2.18)[5]

Табл. 3

4. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

1 вал редуктора2 вал редуктора

Сталь 40Х, [τ]=25 МПа.

_k2===103,8 мм

[τ]=25 МПа Диаметр заготовки=200 мм, твердость НВ=240, Принимаем по ГОСТ 6636-69 d_k2=105 мм

σ_В=800 МПа,σ_Т=650 МПа, d_y2=d_k2+5=105+5=110 мм

τ_Т=390 МПа,σ_-1=360 МПа, d_n2=d_y2+5=110+5=115 мм

τ_-1=210 МПа,Ψ_σ=0,1,Ψ_τ=0,05 d_зк=d_n2+5=115+5=120 мм_k1===51.3 мм d_δ2= d_зк+5=120+5=125 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69

_k1=52 мм==1.252> 0.35

d_y1=d_k1+3=52+3=55 мм_n1= d_y1+5=55+5=60 мм

d_ч=125 мм, d_a1=150 мм

==2.756> 0.35

Выбираем подшипники

Учитывая значительные осевые нагрузки, действующие на валы, принимаем подшипники радиально-упорные

Определяем длину ступицы колеса

_ст=(1,2÷1,8)*d_зк=(1.2÷1.8)*120=180÷249 мм, принимаем L_ст=180 мм

Определяем диаметр ступицы колеса

_ст=(1,2÷1,8)*d_k2=(1,2÷1,8)*105=126÷189 мм, принимаем d_ст=168 мм

5. Расчет валов проверочный

Вал

F_t1=10832 Н

F_r=8650 H_a1=23840 H₁=0.125 м₁=677 Hм

Q=2960 H

Ось y:

Крутящий момент

===1490 Нм

Реакция опоры в точке «А»

∑М_В=-М+F_r*0.265+R_A*0.53-Q*0.62=0Нм

-R_A===-1948.96=> R_A=1948.96H

Реакция опоры в точке «B»

∑М_A=-M+F_r*0.265+R_B*0.53-Q*0.09=0 Нм

R_B===7638.96H

Сумма сил

∑F=Q-R_A-F_r+R_B=2960-1948.96-8650+7638.96=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

₁=Q*z₁=(z₁=0)=2960*0=0 Нм

(z₁=0.09)=2960*0.09=266.4 Нм₂=Q(0.09+z₂)-R_A*z₂=(z₂=0)=2960*0.09=266.4 Нм

(z₂=0,265)=1050,8-516,47=534,33 Нм₃=Q(0.09+0.265+z₃)-R_A(0.265+z₃)-F_r*z₃+M=

(z₃=0)=1058.8-516.47+1490=2024.33 Нм

(z₃=0,256)=1835,2-1032,95-2292,25+1490=0 Нм

Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

∑М_А=-F_t*0.265+R_B*0.53=0 Нм_B=R_A===5416 H

Сумма сил

∑F=R_A+R_B-F_t=5416+5416-10832=0 Н

₁=R_A*z₁=(z₁=0)=5416*0=0 Нм

(z₁=0.265)=5416*0.265=1435.24 Нм₂=R_A(0.265+z₂)-F_t*z₂=(z₂=0)=5416*0.265=1435.24 Нм

(z₂=0.265)=2870,48-2870,48=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

_1изг===266.4 Нм,_2изг===1531.48 Нм,_3изг===2481,5 Нм.

Момент эквивалентный

_экв===2572,2Нм.

Уточняем диаметр впадин витков червяка

_ч===80,13мм<d_f1=95 мм.

=(50…60 МПа)

Прочность достаточна, размеры не меняем.

2 Вал_t2=23840 Н_r=8650 H_a2=10832 H₂=0.5 м₂=5590Hм

Ось y:

Крутящий момент

===2708Нм

Реакция опоры в точке «А»

∑М_В=-М-F_r*0.127+R_A*0.254=0 Нм_A===14986.4H

Реакция опоры в точке «B»

∑М_A=-M+F_r*0.127+R_B*0.254=0 Нм

R_B===6336.4H

Сумма сил

∑F=-R_A+F_r+R_B=-14986.4+6336.4+8650=0 Н

Построим эпюры моментов M_X

₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-14986.4*0=0Нм

(z₁=0,127)=-14986*0.127=-1903.3 Нм₂=-R_A(0.127+z₂)+F_r*z₂+M=(z₂=0)=-14986.4*0.127+6336.4*0+2708= 804.7 Нм

(z₂=0.127)=-3806.55+2708+1098.55=0 Нм

Ось х:

Реакции опоры в точках «A, В»

∑М_А=F_t*0.127-R_B*0.254=0 Нм_B=R_A===11920H

Сумма сил

∑F=R_A+R_B-F_t=11920+11920-23840=0 Н

Эпюры моментов M_y

₁=-R_A*z₁=(z₁=0)=-11920*0=0 Нм

(z₁=0.127)= -11920*0.127=-1513.84Нм₂=-R_A(0.127+z₂)+F_t*z₂=(z₂=0)=-11920*0.127+23840*0=-1513.84Нм

(z₂=0.127)=-3027.68+3027.68=0 Нм

Эпюра изгибающих моментов

_1изг===0Нм,_2изг===2432.7 Нм,_3изг===1714.4 Нм.

Момент эквивалентный

_экв===6096.4Нм.

Уточняем диаметр вала червячного колеса

_ч===100 мм>d=90мм.

=(50…60 МПа)

Уменьшаем диаметр вала червячного колеса_n=95 мм_зк=100 мм

Выбираем новый подшипник для вала червячного колеса

6. Расчет шпоночного соединения

вал

Шпонка под шкив

В=136 мм,

d_k1=52 мм,

Т₁=677 Нм.

Длина шпонки

=B-10=136-10= 126 мм,

по ГОСТ 23360-78 принимаем L=125 мм.

Определяем размеры шпонки=16 мм,=10 мм,₁=6 мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L-b=125-16=109 мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===59.7 МПа ≤ [σ]

[σ]=100 МПа.

вал

Шпонка под червячное колесо

₂=5590 Нм,_СТ=1.8*d=1,8*100=180 мм,_чк=100 мм.

Длина шпонки

=L_CT-10=180-10=170 мм.

По ГОСТ 23360-78 принимаем L=180 мм.

Определяем размеры шпонки=28 мм,=16 мм,₁=10 мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L-b=180-28=152мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===122,6 МПа ≤ [σ]

[σ]=140МПа.

Расчет шпонки под муфту₂=5590 Нм,_k2=85 мм.

Длина муфты

_м≈2*d_k2=2*85=170 мм.

По ГОСТ 21424-93принимаем L_м=180 мм.

Размеры шпонки=45 мм,=25мм,₁=15мм.

Рабочая длина шпонки

_P=L_м-b=180-45=135мм

Определяем напряжение смятия

σ_см===97,4 МПа ≤ [σ]

[σ]=110МПа.

7. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

привод вал подшипник редуктор

1 вал

Находим радиальные нагрузки

_A===5756 H,_B===9364.12 H.

Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.5

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.=0.54, Y=1.005

Осевые составляющие R_S

_SA=e*R_A=0.54*5756=3108.2 Н,_SB=e*R_B=0.54*9364.12=5056.6 H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 2(табл. 3)

_SA<R_SB; F_a≥R_SB-R_SA

F_aпA=R_SA=3108.2H,_aпB=F_aпA+F_a=3108.2+23840=26948.2 Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.54 =>X=1,Y=0,

==2.88 =>X=0.45,Y=1.005

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

_ЭА=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(1*1*5756+0)*1*1=5756 H,_ЭB=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(0.45*1*9364.12+1.005*23840)*1*1=28173 H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

_PA= P_ЭА*= 5756*=33039.5H_PB= P_ЭB*= 28173*=161713.2H

т.к. в опоре «В» C_PB>C в 2 раза, то устанавливаем второй подшипник.

2 вал

Находим радиальные нагрузки

_A===19148,85H,_B===13500H.

Выбираем коэффициенты e и Y (табл. 4)

==0.11

где i - число рядов тел качения, C_o - статическая каталожная грузоподъемность.=0.45, Y=1.22

Осевые составляющие R_S

_SA=e*R_A=0.45*19148,85=8617Н,_SB=e*R_B=0.45*13500=6075H.

Определяем суммарную осевую нагрузку на подшипники F_ап

Выбираем вариант 1(табл. 3)

R_SA>R_SB; F_a≥0

F_aпA=R_SA=8617H,_aпB=F_aпA+F_a=8617+10832=19449Н.

Выбираем коэффициенты Х и Y (табл. 5)

==0.45 =>X=1,Y=0,

==1.44 =>X=0.45,Y=1.22

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_Э

_ЭА=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(1*1*19148.85+0)*1*1=19148.5H,_ЭB=(XVR+YF_ап)K_σ*K_τ=(0.45*1*13500+1.22*10832)*1*1=19290H.

Находим расчетную динамическую грузоподъемность С_Р

_PA= P_ЭА*= 19148.85*=50936H,_PB= P_ЭB*= 19290*=51311.4H

расчетные динамические нагрузки на подшипники C_PA и C_PB не превышают допускаемыхC=134 кН, подшипники не меняем.

8. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Опасное сечение-под колесом

Условие прочности

n=≥[n], [n]=1.5÷3

где [n]-рекомендуемый коэффициент запаса прочности,n_σи n_τ-коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям.

_σ=,МПа_τ=,МПа

где σ_-1 и τ_-1-пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении,ε_σ и ε_τ-коэффициенты,учитывающие влияние поперечных размеров вала,σ_aи τ_a-амплитудные значения нормальных и касательных напряжений, соответственно(МПа), β-коэффициент поверхностного упрочнения,K_τи К_σ-эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Β=1,т.к. неупрочненный вал.

Находим момент сопротивления при изгибе

_X= - = - =86785 мм³

σ_m=0

σ_a===28 МПа

а)Концентратор напряжений - шпоночная канавка

Выбираем K_τи К_σ (табл. 4)

K_σ=2,

К_τ=1,9.

Выбираем ε_σ и ε_τ (табл. 6)

ε_σ =0,62, ε_τ=0,7.

==3.23

б) Концентратор напряжений - посадка

Выбираем посадку (табл. 5)

S6,=3,96.

Определяем n_σ

_σ===3,25.

Полярный момент сопротивления

_ρ= - = - =184910мм³

Определяем τ_aи τ_m

τ_a=τ_m===15.1 МПа.

а)Концентратор напряжений - шпоночная канавка

==2,7

б)Концентратор напряжений - посадка

Выбираем посадку (табл. 5)

S6,=2,78.

Вычисляем n_τ

n_τ===4.9.

Определяем n

n===2.7≥[n]

Условие прочности соблюдается, материал не меняем.

. Выбор муфты

₃=5590 Hм,

Т_расч=T*K_p=5590*1.5=8385 Нм

где K_P - коэффициент безопасности.

Принимаю муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93=100 мм,_Ц=170 мм.

(третье исполнение)

10. Расчет элементов корпуса

)Толщина стенки корпуса

δ=1,2*=1.2*=10.4 мм.

)Толщина стенки крышки редуктора

δ₁=(0,8…0,9)*δ=0,85*10,4=8,84≈9 мм.

3)Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

S≈1.5*δ=10.4*1.5=15.6 мм.

)Толщина пояса крышки редуктора

₁=1.5*δ₁=9*1.5=13.5 мм.

)Толщина нижнего пояса корпуса

t=(2…2.5)*δ=2.25*10,4=23.4 мм.

)Толщина ребер жесткости

δ_р=(0,9…1)*δ=1*10,4=10,4 мм.

)Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой около подшипников

_к.п=1,25*=1.25*17.7=22.1 мм, принимаем M=22 мм.

)Диаметр фундаментальных болтов

_ф=125*d_к.п=1,25*22=27,5 мм.

)Диаметр фундаментальных боковых болтов

_к=0,75*d_ф=0,75*28=21 мм.

)Ширина нижнего пояса корпуса

К₁=2,1*d_ф=2,1*28=58,8≈60 мм.

)Ширина верхнего пояса корпуса

К₂=(2,5…3)*d_к.п=2,75*22=60,5≈61 мм,

К₃=К₂-(2…8)=61-2=59 мм.

)Диаметр болтов крепящих крышки подшипников=170 мм,

Толщина крышки = 8 мм,

диаметр болта = 12 мм,

количество болтов (z)=6.

)Диаметр отжимных болтов_отж=16 мм.

)Диаметр болтов крепления крышки смотрового отверстия=10 мм.

)Диаметр резьбы пробки (для слива масла)=16 мм.

)Диаметр штифтов

_шт=(0,7*0,8)*d_K=0.75*21=15.75≈16 мм.

)Расстояние от оси болта до стенки корпуса

Конструктивно.

11. Выбор смазки редуктора

Смазывание зубчатых колес осуществляется погружением в масляную ванну, т.к. V_S=3.19 м/с

Смазывание подшипников валов тем же маслом, что и зубчатые колеса, т.к. V_S=3.19 м/с.

Из таблицы 12.13.1 берем:

Материал колес - сталь,

σ_T=1000 МПа.

Вязкость  (при V_S=3.19 м/с)=16 Па*с, т.к. контактное напряжение σ_Н=220 МПа, выбираем сорт смазочного масла по ГОСТ 17479.4-87 - И-Т-Д-220

Определяем количество масла

(0,4…0,8)*Р₃=0,6*23=13,8 Л.

12. Допуски и посадки, посадки основных деталей редуктора

По СТ СЭВ 114-75

 - посадка для червячного колеса.

 - посадка под шкив.

 - посадка подшипников качения.

 - посадка муфты.

-посадка шпонки в пазу вала.

 - посадка уплотнения.

Заключение

При выполнении курсового проекта были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Мной было выполнено:

)На основании произведенных расчетов был выбран электродвигатель

)Был выбран материал для изготовления зубчатых колес

)Определено допускаемое напряжение и напряжение на изгибе на червячной передаче.

)Затем я произвел проектировочный расчет механических передач, нашел межосевые расстояния и определил число зубьев.

)Произвел ориентировочный расчет валов.

)Разработал эскизную компоновку

)Подобрал подшипники качения и проверил их динамическую грузоподъемность.

)Так же произвел расчет валов на статическую прочность и по построенным эпюрам определил опасные сечения на валах редуктора.

)Рассчитал и выбрал шпоночные соединения

)произвел уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность.

)По расчетам определил конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора.

)Была определена марка масла для зубчатых колес и подшипников. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца

Литература

1) Кинематический расчет привода. Выбор материала передач: Метод. Указания к курсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин для студентов всех специальностей/ Сост. А.П. Игошин, Т.А. Свизева, Е.М. Шипко; КГАЦМиЗ Красноярск, 2002 - 16 с.

) Конструктивные размеры редукторов: : Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей/ Сост. С.К. Какурина, С.Х. Туман, Н.А. Какурина ; КГАЦМиЗ Красноярск, 2001-20 с.

) Расчет валов. Эскизная компоновка редуктора: Метод. указания к выполнению курсовых проектов, контрольных и расчетно-графических работ для студентов всех специальностей/ Сост. С.Х. Туман, А.П. Игошин, В.И. Лысых; Гос. образоват. Учреждение «ГАЦМиЗ».- Красноярск, 2003-36 с.

) Проектирование опор валов на подшипниках качения : Метод. указания для выполнения курсовых проектов, контрольных и расчетно-графических работ для студентов всех специальностей/ Сост. А.П. Игошин, В.Я. Дьяконова; ГОУ ВПО «Гос. ун-т цвет. Металлов и золота». Красноярск, 2005-24 с.

) Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд-е 2-е, перераб. И дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 199. - 454 с.: ил., черт.- Б.ц.

6) http://www.dpva.info/Guide/GuideEquipment/Connections/KeysKeyways/ RectangularKeys/