Проектирование привода ленточного конвеера

Выполнена пояснительная записка, чертежи и спецификация к ним. ...

Содержание
Техническое задание
Введение
1. Кинематический и силовой расчет привода
2. Расчет червячной передачи
2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
2.2. Проектировочный расчет передачи
3. Расчет открытой цилиндрической передачи
3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
3.2. Проектировочный расчет передачи
4. Проектировочный расчет валов
5. Выбор подшипников
6. Определение размеров конструктивных элементов редуктора
6.1. Корпус редуктора
3.1. Конструкция зубчатого колеса
7. Подбор и расчёт шпоночных соединений
8. Проверочный расчет валов
9. Смазка передач и подшипников
10. Точность изготовления деталей машин
11. Сборка редуктора
12. Выбор муфты
13. Компоновка привода
Заключение
Список литературы

Введение
Создание машин, отвечающих 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.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатацион ные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

3-я ступень под подшипник
d 3=d2+2t=50+2·6.5=63 мм
при t=6.5
стандартный размер d2=65 мм
3-я ступень под колесо
d3=d2+3.2r=65+3.2·3=74,6 мм
при r=2,5
стандартный d3=75 мм
5. Выбор подшипников
Рисунок 3 – Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника
Согласно таблице 3.2 [4, с. 42] выбираем подшипники:
Подшипник 7205А ГОСТ 27365-87 для быстроходного вала, подшипник 7210А ГОСТ 27365-87 для тихоходного вала и подшипник 7213А ГОСТ 27365-87 для вала открытой зубчатой передачи.
Таблица 2 - Характеристики подшипников
Вал
dп,
мм
Условное обозначение
d,
мм
D,
мм
B,
мм
r,
мм
Cr,
кН
Cor, кН
1
25
7205А
25
52
15
1,5
24
17,5
2
50
7210А
50
90
20
2,0
56
40
3
65
7213А
65
120
23
2,5
108
78
6. Определение размеров конструктивных элементов редуктора
6.1. Корпус редуктора
Определяю толщину стенки корпуса и крышки редуктора:
Принимаю - толщину стенки корпуса редуктора – 8 мм;
- толщину стенки крышки редуктора – 8 мм
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
мм
Принимаю мм
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:
мм
Принимаю мм
Толщина нижнего пояса корпуса:
Принимаю мм
Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.
Определяю диаметр фундаментных болтов.
мм
Принимаю мм
Диаметр болтов у подшипников:
Принимаю мм
Диаметр болтов соединяющих корпус редуктора с крышкой:
Принимаю мм.
Определяю диаметр болтов, крепящих крышку подшипника.
мм
Определяю диаметр болтов, крепящих крышку смотровую.
мм
Принимаем мм.
Определяю диаметр цилиндрических штифтов.
мм
Длина цилиндрических штифтов:
мм
Расстояние между болтами :
мм
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
мм
Принимаем мм.
3.1. Конструкция зубчатого колеса
Длина посадочного отверстия колеса(длина ступицы):
lст ≥ b2;
lст = (1…1,2)∙d4, [4, с. 53]
где d4 - диаметр участка под колесом, мм.
Принимая d4 = 60 мм, подставляем в формулу:
lст = (1…1,2)∙60 = (60…72)
lст = 70 мм
lст ≥ b2;
70 мм ≥ 55 мм
условие выполняется.
Диаметр ступицы:
dст = 1,55∙d4,[4, с. 53]
где d4 - диаметр участка под колесом, мм.
Принимая d4 = 60 мм, подставляем в формулу:
dст = 1,55∙60 = 93 мм
Толщина диска:
с = 0,33∙b2,[4, с. 53]
где b2 – ширина венца колеса, мм.
Принимаем b2 = 55 мм, подставляем в формулу:
с = 0,33∙55 = 18 мм
Острые кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а также на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f1 = 2,5 мм
7. Подбор и расчёт шпоночных соединений
Рисунок 4 – Конструктивные размеры шпонки призматической
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:
[σсм] = σт /[S],[9, с. 310]
где σт - предел текучести, МПа;
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Таблица 3 – Характеристики выбранных шпонок
Место установки
Диаметр участка вала
d
Сечение шпонки
Глубина паза
Длина шпонки l
b
h
Вала t1
Ступицы t2
Шпоночный паз быстроходного вала под полумуфту
15 мм
5
5
3,0
2,3
10
Шпоночный паз под колесо тихоходного вала
60 мм
18
11
7,0
4,4
40
Шпоночный паз под шестерню открытой передачи тихоходного вала
30 мм
10
8
5,0
3,3
20
Шпоночный паз под шестерню открытой зубчатой передачи вала
75 мм
22
14
9,0
5,4
55
Расчёт шпонки 5×5×20 ГОСТ 233360-78
Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:
[σсм] = 350 /2,5 = 140 МПа
Проверяем соединение на смятие:
σсм = 2∙Т1/(d∙(h - t1)∙l,[9, с. 310]
где Т1 – моменту на валу, Н∙м;
d – диаметр участка вала, мм;
h – высота сечения шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
l – длина шпонки, мм.
Принимаем Т1 = 10,00 Н∙м, d = 15 мм, h = 5 мм, t1 = 3,0 мм, l = 10 мм, находим формулу:
σсм = 2∙10,00/(16∙(5 - 3)∙10 = 62,5 МПа
σсм ≤ [σсм];
62,5 МПа ≤ 140 МПа
условие выполняется.
Проверяем соединение на срез:
τср = 2∙ Т1/d∙Aср, ≤ [τср][9, с. 310]
где Т1 – моменту на валу, Н∙м;
d – диаметр участка вала, мм;
Aср – площадь среза, мм2.
Aср = b∙l, [9, с. 310]
b - ширина сечения шпонки, мм;
l – длина шпонки, мм.
Принимаем b = 5 мм и l = 10 мм, находим формулу:
Aср = 5∙10 = 50 мм2
Теперь рассчитываем формулу, принимая Т1 = 10,00 Н∙м, d = 15 мм, Aср = 50 мм2:
τср = 2∙10,00/15∙50 = 26,6 МПа
τср ≤ [τср];
26,6 МПа ≤ 60 МПа,
следовательно, прочность на срез обеспечена.
Расчёт шпонки 18×11×40 ГОСТ 233360-78
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:
[σсм] = σт /[S],[9, с. 310]
где σт - предел текучести, МПа;
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:
[σсм] = 350 /2,5 = 140 МПа
Проверяем соединение на смятие:
σсм = 2∙Т2/(d∙(h - t1)∙l,[9, с. 310]
где Т2 – моменту на валу, Н∙м;
d – диаметр участка вала, мм;
h – высота сечения шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
l – длина шпонки, мм.
Принимаем Т2 = 77 Н∙м, d = 60 мм, h = 11 мм, t1 = 7,0 мм, l = 40 мм, находим формулу:
σсм = 2∙77/(60∙(11 – 7,0)∙40 = 16 МПа
σсм ≤ [σсм];
16 МПа ≤ 140 МПа
условие выполняется.
Проверяем соединение на срез:
τср = 2∙Т3/d∙Aср, ≤ [τср][9, с. 310]
где Т3 – моменту на валу, Н∙м;
d – диаметр участка вала, мм;
Aср – площадь среза, мм2.
Aср = b∙l, [9, с. 310]
b - ширина сечения шпонки, мм;
l – длина шпонки, мм.
Принимаем b = 18 мм и l = 40 мм, находим формулу:
Aср = 18∙40 = 720 мм2
Теперь рассчитываем формулу, принимая Т2 = 77 Н∙м, d = 60 мм, Aср = 720 мм2:
τср = 2∙77/60∙720 = 3,56 МПа
τср ≤ [τср];
3,56 МПа ≤ 60 МПа,
следовательно, прочность на срез обеспечена.
Расчёт шпонки 10×8×20 ГОСТ 233360-78
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:
[σсм] = σт /[S], [9, с. 310]
где σт - предел текучести, МПа;
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:
[σсм] = 350 /2,5 = 140 МПа
Проверяем соединение на смятие:
σсм = 2∙ Т2/(d∙(h - t1)∙l, [9, с. 310]
где Т2– моменту на валу, Н∙м;
d – диаметр участка вала, мм;
h – высота сечения шпонки, мм;