Введение



Целью курсового проекта является проектирование привода цепного транспортера с планетарным редуктором и комбинированной муфтой на выходном валу.

Составными частями привода являются электродвигатель, планетарный редуктор, компенсирующая упругая муфта, комбинированная муфта, приводной вал со звездочками для тяговой разборной цепи и сварная рама для их крепления.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора через упругую муфту; с выходного вала редуктора через комбинированную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

  • сборочный чертеж планетарного двухступенчатого редуктора;

  • рабочие чертежи деталей редуктора;

  • сборочный чертеж комбинированной муфты;

  • сборочный чертеж рамы;

  • чертеж общего вида привода;

  • расчетно-пояснительную записку и спецификации.





















1.Кинематический расчет привода.



  1. Подбор электродвигателя.

По заданной мощности Р = 4кВт и частоте вращения nэд = 950 об/мин выбран

электродвигатель АИР112МВ6.


  1. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.


КПД механизма:

общ = 2зуб подш 2муфты,

где зуб =0.97– КПД зубчатой передачи;

оп= 0,99– КПД опор;

муфты = 0,98– КПД муфты;

общ = 0,972 0,99 0,982 = 0,89.

Частота вращения приводного вала:

,

где v-скорость цепей транспортера;

Dзв= –диаметр звездочек (p=100мм -шаг, z=8-число зубьев звездочки)



 (мин-1)

Передаточное отношение редуктора:

, где n прив.в.- частота вращения приводного вала

Вращательные моменты

-на приводном валу: ;

-на тихоходном валу: 


Для двухступенчатого цилиндрического однопоточного соосного редуктора с рассчитанными параметрами был произведен расчет на ЭВМ и выбраны следующие параметры (приложение 1):


Межосевое расстояние______________________________________________150 мм

Диаметр впадин быстроходной шестерни______________________________48,06мм

Диаметры вершин колес:

тихоходная ступень ________________________________________________241,71мм

быстроходная ступень_______________________________________________250,94мм

Отношение передаточных чисел ступеней_______________________________1,3

2. Расчет планетарной передачи.



Для расчета использовалась специальная программа, результаты которой приведены в приложении 1.

Было проанализировано влияние способа термообработки и относительной ширины колес на массу зубчатых колес, массу редуктора, межосевое расстояние, диаметры зубчатых колес. На основании анализа был выбран наиболее рациональный вариант с меньшей массой, минимальным отношением передаточных чисел тихоходной и быстроходной ступеней, минимальным межосевым расстоянием, но с диаметром впадин быстроходной шестерни больше минимального значения.

В результате расчета на ЭВМ получены основные характеристики механизма и приведены в приложении 2.




































3. Эскизное проектирование.

3.1. Проектный расчет валов

Вращающие моменты на валах:

Быстроходном: ТБ =41 Нм

Тихоходном : ТТ = 678,1Н м


Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора:


Для быстроходного:



В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда нормальных линейных размеров выбираем ближайший больший диметр d=25 мм, аналогично выбираем все последующие диаметры.

tцил=3.5 мм

r=1,8 мм

f=1 мм





Для промежуточного вала:

42 мм





Для тихоходного вала:











3.2. Выбор типа и схемы установки подшипников.

Для быстроходного вала были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники: подшипник 207 ГОСТ 8338-75. Схема установки «враспор».

Для тихоходного вала выбраны шариковые радиальные однорядные

подшипники: подшипник 208 ГОСТ 8338-75. Схема установки «враспор».

Для переходного вала выбраны роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности: подшипники 7208А ГОСТ 27365-87. Схема установки «враспор».

3.3 Расчет расстояния между деталями передач.


Необходимый зазор между колесами и стенками корпуса , где L=395мм- расстояние между внешними поверхностями деталей передач. То есть а=10мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:



4. Конструирование зубчатых колес.

4.1.Параметры зубчатого колеса быстроходной ступени:

Модуль зацепления: т = 2,0мм;

Материал колеса - Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5 НRC). Ширина зубчатого венца: b2 = 30 мм;

Фаски на торцах зубчатого венца: f = (0,5..0,6)*m = (0,5..0,6)* 2 = 1.. 1,2 = 1мм. Фаски



4.2. Параметры зубчатых колес тихоходной ступени:

Модуль зацепления: m = 3,0 мм;

Материал колеса - Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5 НRС). Ширина зубчатого венца: b2 = 47мм;

Фаски на торцах зубчатого венца: f = (0,5..0,6)*m = (0,5..0,6)*3 = 1,5..1,8 = 1,6мм. Фаски выполняют под углом






































5. Расчет соединений.

5.1 Соединение быстроходный вал - полумуфта.


Материал вала - Сталь 45.

Коэффициент запаса S принимаем равным 2,5.

ТБ=41 Н*м – вращающий момент на быстроходном валу;

dвала=25 мм.

Для данного диаметра по ГОСТ 23360-78 ширина и высота шпонки равны: b=5 мм h=5 мм. Глубина врезания шпонки в ступицу: k = 0,43h =2,15. Назначим, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки lраб=46 мм. Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие работоспособности шпонки выполняется.

5.2. Соединение тихоходный вал - полумуфта.


Материал вала - Сталь 45.

Коэффициент запаса S принимаем равным 2,5.

ТТ=678,11Н*м – вращающий момент на тихоходном валу;

dвала=36 мм.


Для данного диаметра по ГОСТ 12081-72 ширина и высота шпонки равны: b=6мм h=6мм . Глубина врезания шпонки в ступицу:k = 0,43h = 2,58мм. Назначим, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки lраб=53 мм. Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие работоспособности шпонки выполняется.

5.2. Соединение тихоходный вал - полумуфта.


Материал вала - Сталь 45.

Коэффициент запаса S принимаем равным 2,5.

ТТ=678,11Н*м – вращающий момент на тихоходном валу;

dвала=36 мм.


Для данного диаметра по ГОСТ 12081-72 ширина и высота шпонки равны: b=6мм h=6мм . Глубина врезания шпонки в ступицу:k = 0,43h = 2,58мм. Назначим, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки lраб=53 мм. Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие работоспособности шпонки выполняется.

5.2. Соединение приводной вал - звздочка.


Материал вала - Сталь 45.

Коэффициент запаса S принимаем равным 2,5.

ТТ=657,9Н*м – вращающий момент на тихоходном валу;

dвала=45 мм.


Для данного диаметра по ГОСТ 23360-78 ширина и высота шпонки равны: b=14мм h=9мм . Глубина врезания шпонки в ступицу:k = 0,43h = 3,78мм. Назначим, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки lраб=50 мм. Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие работоспособности шпонки выполняется.







6. Подбор подшипников качения для заданного ресурса.



При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из результатов второго этапа расчета зубчатых передач на ЭВМ.

6.1 Расчет подшипников на тихоходном валу.

Определим консольную силу по формуле 

1.Определим реакции от действующих сил.

Где реакции от консольной силы,-реакции от радиальной силы в зацеплении, ,-реакции от окружных сил, реакции от осевой силы, FR=2136,9Н-радиальная сила в зацеплении тихоходной ступени, Ft=5753,6Н-окружная сила в зацеплении тихоходной ступени, Fa=1168,3Н- осевая сила в зацеплении тихоходной ступени.

8915H

5248H


2. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентная радиальная нагрузка 1-го подшипника:

FrE1 = kEFr1max = 0.638915 = 5,6 кН;

Эквивалентная радиальная нагрузка 2-го подшипника:

FrE2 = kEFr2max = 0.635248 = 3,3 кН;

Эквивалентная осевая нагрузка:

FАE = kEFА = 0.631386 = 0,873 кН.

3. Находим геометрический параметр подшипника:


fg = 0.61[(D - d)/(D + d)]cos = 0.61[(80 - 40)/(80 + 40)]cos0 = 0.174, где =0 – угол контакта. D и d соответственно диаметры наружного и внутреннего кольца подшипника

4. Определяем коэффициент, учитывающий геометрию и принятый уровень допускаемых напряжений, f0. Так как fg>0.09 то f0 будет рассчитывается по следующей формуле

f0 = 18.7 – 23.3 fg = 18.7 – 23.30.174 = 14,619 МПа.


5. Находим параметр осевого нагружения: FAE/(FrE1V)=0.873/(5,6*1.0)=0.0979;

где V – коэффициент вращения. Принимаю V=1 ( внутреннее кольцо подвижно по отношению к вектору нагрузки);

e = 0.28(f0FАE/Cor)0.23 = 0.28(14,6190.873/17,8)0.23 = 0.259.

FAE/(Fr1V)e

Следовательно, Х= 1, Y = 0


6. Вычисляем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку. Так как наиболее нагружен 1-ый подшипник, то дальнейший расчет будем вести по нему.

PrE1 = (XVFrE1 +YFaE)kБkТ = 1,3*5,6*1=7,28 кН.

Принимаю KБ=1.3 (для всех редукторов KБ=1.3..1.5)

KT – температурный коэффициент

KT=1 (рабочая температура менее 100°С)


7. Определяем скорректированный расчетный ресурс подшипника:

L10ah = a1a23(Cr/PrE)3 106 /(60n),

где a1=1 – коэффициент надежности, корректирующий ресурс в зависимости от требуемой надежности;

a23 =0,75– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств материала, конструкции и условий работы подшипника. При обычных условиях работы подшипника;n – частота вращения кольца подшипника;

L10ah = 10.75(32/7,28)3106/(6054,5) =21752ч > 12000ч;

Требуемый расчетный ресурс обеспечен.













6.2 Расчет подшипников на быстроходном валу.

Определим консольную силу по формуле 

1.Определим реакции от действующих сил.

Где реакции от консольной силы,-реакции от радиальной силы в зацеплении, ,-реакции от окружных сил, реакции от осевой силы, FR=567,6Н-радиальная сила в зацеплении тихоходной ступени, Ft=1528,4Н-окружная сила в зацеплении тихоходной ступени, Fa=310,4- осевая сила в зацеплении тихоходной ступени.



2281,7H

1902,32H


2. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентная радиальная нагрузка 1-го подшипника:

FrE1 = kEFr1max = 0.632,282 1,44 кН;

Эквивалентная радиальная нагрузка 2-го подшипника:

FrE2 = kEFr2max = 0.631,902 = 1,198 кН;

Эквивалентная осевая нагрузка:

FАE = kEFА = 0.630,310 = 0,196 кН.

3. Находим геометрический параметр подшипника:


fg = 0.61[(D - d)/(D + d)]cos = 0.61[(72 - 35)/(72 + 35)]cos0 = 0.211, где =0 – угол контакта. D и d соответственно диаметры наружного и внутреннего кольца подшипника

4. Определяем коэффициент, учитывающий геометрию и принятый уровень допускаемых напряжений, f0:

f0 = 18.7 – 23.3 fg = 18.7 – 23.30.211 = 13.7837 МПа.


5. Находим параметр осевого нагружения: FAE/(FrE1V)=0.196/(1.44*1.0)=0.136;

e = 0.28(f0FАE/Cor)0.23 = 0.28(13.78370.196/13,7)0.23 = 0.1928

FAE/(Fr1V)e

Следовательно, Х= 1, Y = 0


6. Вычисляем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку. Так как наиболее нагружен 1-ый подшипник, то дальнейший расчет будем вести по нему.

PrE1 = (XVFrE1 +YFaE)kБkТ = 1,44*1,3 = 1.872 кН.

KБ – коэффициент динамичности нагрузки;

Принимаю KБ=1.3 (для всех редукторов KБ=1.3..1.5)

KT=1


7. Определяем скорректированный расчетный ресурс подшипника:

L10ah = a1a23(Cr/PrE)3 106 /(60n),

L10ah = 10.75(25.5/1.872)3106/(60929,3) =33998,3ч > 12000ч;

Требуемый расчетный ресурс обеспечен


6.3 Расчет подшипников на переходном валу.



Радиальная сила от быстроходной ступени FRб =567,6Н

Радиальная сила от тихоходной ступени FRт=2136,9 Н

Окружная сила от быстроходной ступени Ftб =1528,4 Н

Окружная сила от тихоходной ступени Ftт=5753,6 Н

Осевая сила от быстроходной ступени FAб =310,4 Н

Осевая сила от тихоходной ступени FAт=1168,3 Н

1.Определим реакции от сил быстроходной ступени.





2.Определим реакций от сил тихоходной ступени.

Суммарные реакции:




1082,36

5359,97H

Для определения осевых реакций необходимо рассмотреть 2 условия:

1)условие равновесия вала для принятой схемы:;

2)условие нормальной работы подшипника 

Для выбранного подшипника e=0,37, =0.83*e=0,31.

FA=875,9Н.

Fa1min=*Fr1=0,31*1,082=0,335кН

Fa2min=*Fr2=0,31*5,36=1,66кН

Fa2min=Fa2

Fa1=0,875+1,66=2,536кН



3. Находим параметр осевого нагружения: Fа1/(Fr1V)=2,53/(1,08*1.0)=2,34; X=0,4, Y=0.6/e=0,72


4. Вычисляем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку. Так как наиболее нагружен 1-ый подшипник, то дальнейший расчет будем вести по нему.

Pr1 = (XVFr1 +YFa1)kБkТ = 1,3*(0,4*1,08+0,72*2,5)=2,901 кН.

Fа2/(Fr2V)=1,66/5,36=0,309; X=1, Y=0.

Pr2 = (XVFr1 +YFa1)kБkТ = 1,3*5,36=6,97 кН

PrE2 = kEPr2=0.63*6,97=4,39 кН


7. Определяем скорректированный расчетный ресурс подшипника:

L10ah = a23(Cr/PrE)3,33 106 /(60n),

L10ah = 10.65(58,3/4,39)3106/(60929,3) =64654ч > 12000ч;

Требуемый расчетный ресурс обеспечен.





6.4. Расчет подшипников на приводном валу

Для опор приводного вала предварительно выберем шариковые радиальные сферические подшипники лёгкой серии по ГОСТ 28428-90. Подшипник 1209с внутренним диаметром 45мм




Окружное усилие на барабане: Ft=5000Н

Сила от муфты Fк=Н (рассчитана в пункте 6.1.)

1)Определение суммарной силы на валу:

F1=0,75*Ft=0,75*5000=3750Н

F2=F1=3750 Н

FΣ=1,5*Ft=7500 Н – суммарная сила на валу

Определение реакций в опорах


R1=(FΣ*300+Fк*(600+78))/600 =11104 Н


R2=(FΣ*300-Fк*78)/600 =2903Н


Подшипник 1210

d=45мм; D=85 мм; Cr= 22000 Н; e=0.21

Fa=0, поэтому X=1; Y=0

Определение динамической эквивалентной нагрузки

Кб=1,3; КТ=1

Pr1=R1бТ=14435Н

Pr2=R2бТ=3774 Н


Определение ресурса для наиболее нагруженной опоры


Расчетный ресурс превышает требуемый, следовательно, подшипник 1209 подходит.

7. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников.


7.1. Конструирование крышек подшипников.

Материал крышек СЧ-15.

Были выбраны привертные крышки.


7.1.1. Крышка подшипников быстроходного вала.

Определяющими параметрами при конструировании крышки является диаметр D=78 мм под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки в зависимости от D:

Толщину бобышек под подшипники принимаем равной 17мм.


7.1.2. Крышка подшипников тихоходного вала.

Определяющими параметрами при конструировании крышки является диаметр D=80мм под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки в зависимости от D:

Толщину бобышек под подшипники принимаем равной 17мм.





















7.2. Конструирование корпуса


7.2.1. Общие рекомендации.

Материал корпуса СЧ-15.

Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:


В нашем случае имеем:

Из-за конструктивных особенностей принимаем толщину стенки равной 7мм.

Радиусы дуг, сопрягающие плоские стенки:

Толщина внутренних ребер: . Принимаем толщину 6 мм.


7.2.2. Оформление заливных, сливных отверстий и отверстий для контроля уровня масла.

Для залива масла выбрана заливная коническая пробка-отдушина с воздушным фильтром с резьбой М12х1.

Отверстия для слива масла закрываются пробками с конической резьбой К3/4.

Размеры магнитной пробки D=26,6 мм;L=42мм;l=14мм;l0=8.6мм.


Для контроля уровня масла в корпусе предусмотрен пробочный маслоуказатель с конической пробкой (резьба К3/4). Размеры конической пробки d=26,6мм;L=8.61мм; Н=14мм.


7.2.3. Приспособление для подъема и переноса.

Для подъема и транспортировки корпуса и редуктора в сборе предусмотрены проушины d=20мм.




















8.Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости.


8.1 Расчёт тихоходного вала.

8.1.1 Расчет на статическую прочность.