| Содержание
Введение
1. Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.1.1 Мощность на выходе
1.1.2 Частота вращения приводного вала
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
1.2.1 Общее передаточное число привода
1.2.2 Передаточное число редуктора
1.2.3 Передаточное число тихоходной ступени редуктора
1.2.4 Передаточное число быстроходной ступени редуктора
1.3 Определение чисел оборотов валов и вращающих моментов
2. Проектирование цепной передачи
2.1 Расчет цепной передачи
2.1.1 Шаг цепи p, мм
2.1.2 Число зубьев ведомой звездочки
2.1.3 Фактическое передаточное число Uф и его отклонение ∆U от заданного
2.1.4 Оптимальное межосевое расстояние a, мм
2.1.5 Число звеньев цепи 
2.1.6 Уточнить межосевое расстояние  в шагах
2.1.7 Фактическое межосевое расстояние 
2.1.8 Длина цепи 
2.1.9. Диаметры звездочек
2.1.10 Проверка частоты меньшей звездочки 
2.1.11 Проверить число ударов цепи о зубья звездочек 
2.1.12 Фактическая скорость цепи 
2.1.13 Окружная сила, передаваемая цепью 
2.1.14 Давление в шарнирах цепи 
2.1.15 Проверить прочность цепи
2.1.16 Определим сиу давления цепи на вал Fоп
3. Проектирование редуктора
3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес
3.2 Допускаемые контактные напряжения
3.3 Допускаемые напряжения изгиба
3.4 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
3.4 1 Межосевое расстояние:
3.4.2 Окружная скорость
3.4 3 Уточненное межосевое расстояние
3.4.4 Предварительные основные размеры колеса
3.4.5 Модуль передачи
3.4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона
3.4.7 Число зубьев шестерни и колеса
3.4.8 Фактическое передаточное число
3.4.9 Диаметры колес
3.4.10 Размеры заготовок
3.4.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
3.4.12 Силы в зацеплении
3.4.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
3.4.14 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
3.4.15 Межосевое расстояние
3.4.16 Предварительные основные размеры колеса
3.4.17 Модуль передачи
3.4.18 Суммарное число зубьев и угол наклона
3.4.19 Число зубьев шестерни и колеса
3.4.20 Фактическое передаточное число
3.4.21 Диаметры колес
3.4.22 Размеры заготовок
3.4.23 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
3.4.24 Силы в зацеплении
3.4.25 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
3.4.26 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
3.5 Разработка эскизного проекта
3.5.1 Проектировочный расчет валов
3.5.2 Расстояние между деталями передач
3.5.3 Выбор типа подшипников и схема их установки.
3.6 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
3.6.1 Быстроходный вал
3.6.2 Тихоходный вал
3.6.3 Промежуточный вал
3.7. Проверка подшипников качения на динамическую грузоподъемность
3.7.1 Быстроходный вал
3.7.2 Промежуточный вал
3.7.3 Тихоходный вал
3.8 Подбор и проверка шпонок
3.8.1 Расчет шпонки быстроходного вала
3.8.2 Расчет шпонки промежуточного вала
3.8.3 Расчет шпонок тихоходного вала
3.9. Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках
3.9.1 Быстроходный вал
3.9.2 Промежуточный вал
3.9.3 Тихоходный вал
3.10 Смазка и смазочные устройства
4. Подбор и проверка муфт
Список использованных источников
Цель курсового проекта спроектировать привод ленточного конвейера, включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор - механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу.
Узлы привода смонтированы на сварной раме.
Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-68, зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора - картерным способом. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.
Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.
Для предохранения привода используют предохранительную муфту.
где hобщ
- общий КПД привода
где hц
- КПД цепной передачи, hц
= 0,95
; hз1
-
КПД зубчатой цилиндрической передачи 1, hз1
= 0,96
; hм
- КПД муфты, hм
= 0,95
; hпот
- КПД опор приводного вала, hпот
= 0,99
.
Выбираем электродвигатель 4A100S2: P=4,071 кВт; n=2880 мин-1
где uцеп
- передаточное число цепной передачи, uцеп
=2,4.
  2 вал: 
Проектный расчет.
 ,
где  - вращающий момент на ведущей звездочке;  ;  - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:
 ,
где  - динамичность нагрузки (с умеренными толчками),  =1; ([2], табл.5.7);  - способ смазывания (периодический), =1,5; ([2], табл.5.7);  - положение передачи, =1; ([2], табл.5.7);  - регулировка межосевого расстояния (передвигающимися опорами), = 1; ([2], табл.5.7);  - режим работы (двухсменный),  = 1,25; ([2], табл.5.7).
 ;
 - число зубьев ведущей звездочки;  , где U - передаточное число цепной передачи;  ;  , округляем до ближайшего нечетного числа  ;  - допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм²; Скорость υ=0,4 м/с, полагая, что она будет того же порядка, что и скорость тягового органа рабочей машины  , ([2], с.94);  - коэффициент рядности цепи, для однорядных цепей типа ПР  . Вычисляем шаг:
 , p=31,75 ПР - 31,75-8900
, ([2], табл. К32).
Из условия долговечности цепи  , где p - стандартный шаг цепи 
диаметр делительной окружности
| Ведущая звездочка
|
Ведомая звездочка
|
диаметр окружности выступов
| Ведущая звездочка
|
Ведомая звездочка
|
| где K - коэффициент высоты зуба, K=0,7;
Kz - коэффициент числа зубьев;
 - геометрическая характеристика зацепления, где  - диаметр ролика шарнира цепи, ([2], табл. К32); 
|
| 
|
|
диаметр делительной окружности
| Ведущая звездочка
|
Ведомая звездочка
|
Проверочный расчет
 ,
где  - частота вращения тихоходного вала редуктора,  ;
 - допускаемая частота вращения,  , 85,995≤472,44
 ,
где  - расчетное число ударов цепи,   - допускаемое число ударов,  , 
 ,
где  - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу)
 ,
где А - площадь опорной поверхности шарнира,  , где  - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи ([2], табл. К32);  - допускаемое давление в шарнирах цепи уточняют в соответствии с фактической скоростью, ([2], с.94).
 удовлетворяет условию
 , где  - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей,  ([2], табл.5.9);  - расчетный коэффициент запаса прочности,
Где а)  - разрушающая нагрузка цепи, зависит от шага цепи.  ([2], табл. К32); б)  - окружная сила, передаваемая цепью,  (см. п.2.1 13); в)  - коэффициент, учитывающий характер нагрузки,  (см. п.2.1 1); г)  - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви,
 ,
где  - коэффициент провисания,  ;  - масса 1м цепи,  ;  - межосевое расстояние,  (см. п.2.1 7);  - ускорение свободного падения,  .
 .
д)  - натяжение цепи от центробежных сил,  , где  (см. п.2.1 12),  .
Кв
- коэффициент нагрева вала (табл.5,7)
Принимаем термообработку №1
Термообработка колеса и шестерни одинаковая - улучшение, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235…262 HВ, 269…302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х ([1], с.11)
Допускаемые контактные напряжения:
 ([1], с.13)
где а)  - предел контактной выносливости, который вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев ([1], табл.2.2)
б)  - коэффициента запаса прочности,  ([1], с.13)
в)  - коэффициент долговечности,
 при условии  ([1], с.13),  для материалов с поверхностным упрочнением.
Число  циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
 - эквивалентное число циклов,
 где 
При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки  .
 .
Ресурс Nk
передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы Lh
где  - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот,  ([1], с.13),  - время работы передачи
 ([1], с.14)
 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей между зубьями,  ([1], с.14)
 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,  ([1], с.14)
Допускаемые напряжения изгиба:
где  - предел выносливости,
 ([1], с.15)
 - коэффициент запаса прочности,  ([1], с.15),  - коэффициент долговечности
 при условии:  ([1], с.15)
где  и  - для улучшенных зубчатых колес. Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости,  ,  - эквивалентное число циклов
 где 
При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки  .
 .
Ресурс Nk
передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы Lh
где  - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот,  ([1], с.13), - время работы передачи
 ([1], с.14)
 - Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями,  ([1], с.15)  - Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,  ([1], с.16)
Тихоходная ступень
 , К=10
([1], с.17)
Степень точности зубчатой передачи: 8. ([1], с.17)
где  - для косозубых колес; (при симметричном расположении колес);
 ,  ([1], табл.2.6)
 ([1], с. 19), где  ([1], с.21)
  ,  ([1], с. 20),
 ,  ([1], с. 19)
 , , где  ,
 ([1], с. 20)
 ([1], с. 20)
 , ГОСТ а
w
=120 мм
.
Делительный диаметр:
Ширина:  , ГОСТ b2
= 48 мм
.
Максимально допустимый модуль
Минимальное значение модуля
 где  - для косозубых передач;
 , где  ([1], с. 20)
 ([1], с.21),  ([1], с.21),
 ,  , 
Угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев
 , 
Число зубьев шестерни
 , ГОСТ: 
Число зубьев колеса
Делительные диаметры
Шестерни
 , Колеса
Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колес
 
Расчетное значение контактного напряжения
где  МПа для косозубых передач. ([1], с.24)
Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.
окружная
радиальная
осевая
Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса
 ,  ([1], с.25)
 ,  ([1], с.25)
в зубьях шестерни
 ([1], с.25)
 , где 
 
Быстроходная ступень
Предварительное значение:
Делительный диаметр:
Ширина: 
ГОСТ: b2
= 38 мм
.
Максимально допустимый модуль, определяем из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля, определяем из условия прочности:
где  - для косозубых передач;
 - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
где  - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления колеса и шестерни  ([1], с.22)
 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
 ([1], с.22)
 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями
 ([1], с.22)
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
Суммарное число зубьев
Значение округляем в меньшую сторону до целого числа и определяем действительное значение угла наклона зуба :
Число зубьев шестерни
 ,  , 
 округляем в большую сторону до целого числа,  . Число зубьев колеса
Делительные диаметры. Шестерни
Колеса Диаметры  и окружностей вершин и впадин зубьев колес
  ,  ([1], с.12)
 , 
Расчетное значение контактного напряжения
где  для косозубых передач. ([1], с.24), Ранее принятые параметры передачи принимаю за окончательные.
окружная
радиальная
осевая
Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса
 ([1], с.25)
 - коэффициент, учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа зубьев
 ,  ([1], с.25), 
 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,  ([1], с.25),  , в зубьях шестерни
, 
 - коэффициент, учитывающий форм зуба и концентрацию напряжений,  ([1], с.25), 
где  - коэффициент перегрузки, 
 , 
 , 
Предварительные диаметры валов для быстроходного вала:
ГОСТ d = 19 мм,
Согласовать с муфтой d = 19 мм,
l = 28 мм
 ,
где tцил
-
высота заплечика,  , ГОСТ dП
= 30 мм,
 ,
где r -
фаска подшипника,  , ГОСТ dБП
= 30 мм
Предварительные диаметры валов для промежуточного вала: (испол.1)
 , ГОСТ  .
 ,
где f -
фаска колеса,  , ГОСТ dБ
K
= 50 мм,
 ,
ГОСТ dП
= 35 мм
 , ГОСТ d = 32 мм
Предварительные диаметры валов для тихоходного вала:
 ,  ,ГОСТ dП
=40 мм,
 , ГОСТ dБП
= 48 мм
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
Быстроходный вал.
Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:
Подшипник 405 ГОСТ 8338 - 75. ([1], с.459)
Внутренний диаметр______________ мм
Наружный диаметр_______________ мм
.
Ширина_________________________ мм.
Фаска___________________________ мм.
Промежуточный вал.
Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:
Подшипник 407 ГОСТ 8338 - 75. ([1], с.459)
Внутренний диаметр______________ мм
.
Наружный диаметр_______________ мм
.
Ширина_________________________ мм
.
Фаска___________________________ мм.
Тихоходный вал.
Подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии:
Подшипник 408 ГОСТ 8338 - 75. ([1], с.459)
Внутренний диаметр______________ мм.
Наружный диаметр_______________ мм
.
Ширина_________________________ мм.
Фаска___________________________ мм
.
1. Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
 , 
 , , 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 ,  ; 
 ,  
 ,  
2. Вертикальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
 , 
 ,  , 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 ,
 
 
3. Строим эпюру крутящих моментов.
4. Определяем суммарные радиальные реакции.
1. горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
 , 
 , 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 
 
2. вертикальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
 , 
, 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 , 
 ,  , 
 ,  
3. Строим эпюру крутящих моментов.
4. Определяем суммарные радиальные реакции.
 , 
1. Вертикальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
, 
 , 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 ,  
 ,  ,  , 
 
2. Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции.
 , 
 ,  , 
б) строим эпюру изгибающих моментов.
 ,  
 ,  , 
 ,  
3. Строим эпюру крутящих моментов.
4. Определяем суммарные радиальные реакции.
 , 
Где m
- показатель степени,  - для шариковых радиальных подшипников,  - коэффициент надежности,  ([2], с.140),  - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации,  ([2], с.140), n
- частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала,  ,  - базовая динамическая грузоподъемность подшипника,  ([2], с.432),  - требуемая долговечность,  ,  - условная эквивалентная динамическая нагрузка
 эквивалентная динамическая нагрузка.
 при  ,  при 
Левый подшипник:
Коэффициент радиальной нагрузки:  ([2], с.142)
Осевая нагрузка подшипника: 
Радиальная нагрузка подшипника: 
Статическая грузоподъемность:  ([2], с.432)
Коэффициент безопасности:  ([2], с.145)
Температурный коэффициент:  ([2], с.143)
Коэффициент вращения:  ([2], с.143)
Определяем коэффициенты е
и y
по отношению
 ([2], с.143)
 
Правый подшипник:
Коэффициент радиальной нагрузки:  ([2], с.142)
Осевая нагрузка подшипника: 
Радиальная нагрузка подшипника: 
Статическая грузоподъемность: ([2], с.432)
Коэффициент безопасности: ([2], с.145)
Температурный коэффициент:  ([2], с.143)
Коэффициент вращения: ([2], с.143)
а) 
б) Определяем коэффициенты е
и y
по отношению  ([1], с.143)
 ; 
Условие выполняется.
Левый подшипник:
Коэффициент радиальной нагрузки:  ([2], с.142)
Осевая нагрузка подшипника: 
Радиальная нагрузка подшипника: 
Статическая грузоподъемность:  ([2], с.432)
а) 
б) Определяем коэффициенты е
и y
по отношению
 ([2], с.143)
в)  
Правый подшипник:
Коэффициент радиальной нагрузки:
Осевая нагрузка подшипника: 
Радиальная нагрузка подшипника: 
а)  , 
в)  
условие выполняется
Левый подшипник: коэффициент радиальной нагрузки:  , осевая нагрузка подшипника:  , статическая грузоподъемность: 
a) 
б) Определяем коэффициенты е
и y
по отношению
 ,  ,
в)  , 
Правый подшипник:
а) 
б) Определяем коэффициенты е
и y
по отношению
 , 
в) 
Условие выполняется
Подбор призматических шпонок.
По диаметру вала выбираем призматическую шпонку сечением  , длину шпонки  выбираем конструктивно. Призматические шпонки применяемые в проектируемом редукторе, проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и под звездочкой, одна шпонка быстроходного вала - под полумуфтой и одна шпонка промежуточного вала - под колесом.
Условие прочности:
 ([2], с.265)
где  окружная сила на колесе или шестерне;
Асм
- площадь смятия, , где  рабочая длина шпонки со скругленными концами.  - стандартные размеры шпонки ([1], табл.24.29);
[
σ] см
- допускаемое напряжение смятия: 
Шпонка 6´6´20 (ГОСТ 23360-78) d=19мм. ([2], с.449)
Шпонка 14´9´40 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм. ([2], с.449)
 , 
 , 
а) под колесом
Шпонка 14´9´36 (ГОСТ 23360-78) d=48 мм. ([2], с.449)
 , 
 , 
не подходит, берем посадку с натягом
б) под звездочкой
Шпонка 10´8´70 (ГОСТ 23360-78) d=35 мм. ([2], с.449)
 , 
Сталь 40Х:
 ([1], с.185)
Расчет вала на сопротивление усталости.
 , ([1], с. 190)
где [S]
- допустимый запас прочности, [
S] = 1,2…2,5
Момент в опасном сечении (под шестерней):
|  ;
|
 ;
|
| Концентратором напряжении являются эвольвентные шлицы
|
| 
|
|
Где:
Коэффициент влияния абсолютных размеров  ,
Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кσ,
Кτ
Коэффициенты влияния качества поверхности 
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения Ку
Приделы выносливости образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:  , 
Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:  .
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: 
Расчет вала на статическую прочность при перегрузке.
 ,
где [S]
T
-
допускаемый запас прочности, [
S]
T
= 1,3…2,5
Расчет вала на сопротивление усталости.
 , ([1], с. 190)
Момент в опасном сечении (под шестерней):
|  ;
|
;
|
| Концентратором напряжении являются эвольвентные шлицы
|
| 
|
|
Расчет вала на статическую прочность.
 ,
где [S]
T
-
допускаемый запас прочности, [
S]
T
= 1,3…2,5
Расчет вала на сопротивление усталости.
 , ([1], с. 190)
Момент в опасном сечении (под шестерней):
|  ;
|
 ;
|
| Концентратором напряжении являются эвольвентные шлицы
|
| 
|
|
Расчет вала на статическую прочность.
 ,
где [S]
T
-
допускаемый запас прочности, [
S]
T
= 1,3…2,5
Для смазывания передачи используется картерная система. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса, за счет чего внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Т. к. контактные напряжения и окружная скорость 0,525 м/с
, то рекомендуемая вязкость масла должна быть 60 мм2
/с
. В редуктор заливаем масло И-Г-А-68 (ГОСТ 17479.4-87). ([1], с. 200)
Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.
Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М20
´
1,5
.
Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закрыто крышкой с пробкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой, т.к. при длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.
Муфта на быстроходном валу
Расчетный момент
 ,
где Кр
- коэффициент режима нагружения, Кр
= 1,25
([1], с.251)
Примем упругую муфту с резиновой звездочкой. Т = 25 Нм
Радиальная сила
 - радиальное смещение
 -угловое смещение
Материал:
полумуфты - сталь 35 (ГОСТ 1050-88)
звездочки - резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998. - 447 с., ил.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М. Высш. шк., 1991. - 432 с.: ил.
|
в шагах
