Привод ленточного конвейера

записка.docx

Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам:
типу передачи (зубчатые червячные или зубчато – червячные);
числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.);
типу зубчатых колес (цилиндрические конические коническо–цилиндрические и т.д.);
относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные);
особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.).
Двухступенчатые цилиндрические редукторы.
Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.
Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность КПД) небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства так и в процессе эксплуатации быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Определяем мощность на выходном валу:
где частота вращения выходного вала редуктора;
мощность выходного вала редуктора.
Определяем общий КПД (коэффициент полезного действия) привода[1 табл.3].
– общий КПД привода;
- кпд пар подшипников ;
кпд цилиндрической передачи ;
Определяем потребную мощность:
Выбираем двигатель с передаваемой мощностью 2.2 кВт и (согласно исх. данных) Марка двигателя: 4А112МB8У3.
Определяем общее передаточное отношение привода
где– передаточное число цилиндрического редуктора
– передаточное отношение цепной передачи
Находим мощности на каждом из валов
вал электродвигателя Вт
входной вал редуктора Вт
выходной вал редуктора Вт
Теперь находим частоту вращения
вал электродвигателя обмин
входной вал редуктора обмин
выходной вал редуктора обмин
Находим крутящий момент на каждом из валов
вал электродвигателя
входной вал редуктора
выходной вал редуктора
Таблица 1. Кинематический расчёт
вал электродвигателя
входной вал редуктора
выходной вал редуктора
1 Расчет прямозубойцилиндрической передачи
Исходные данные для расчета:
а) частота вращения шестерни n1=700обмин;
б) частота вращения колеса n2 = 140обмин;
в) передаточное число ступени Uц.п.= 5;
г) вращающий момент на валу колеса Т2= 109 Н м.
д) расчетный срок службы (ресурс работы) Lh=9000 ч;
Выбор варианта термообработки зубчатых колес.
Принимаем вариант термообработки (т.о.): т.о. шестерни – улучшение твердость поверхности 269 302 НВ; т.о. колеса – улучшение твердость поверхности 235 262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;
Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:
Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim соответствующий базовому числу циклов напряжений для т.о. улучшение:
Расчетный коэффициент SНдля т.о. улучшение:
Базовое число циклов напряжений NН lim:
Эквивалентное число циклов напряжений NНE за расчетный срок службы передачи Lh=9000 часов:
где с1 и с2– число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с1=1; с2 =1; H=
Определяем коэффициенты долговечности ZN1и ZN2. Так как NНE1>NНlim1 тогда
Так как NНE2>NНlim2 тогда
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [н]1 и [н]2.
Определение межосевогорасстоянии. В указанном диапазоне ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 015; 02; 025; 0315; 04 и 05. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.
В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор а колесо – симметрично (см. схему привода). При HB1350 и HB2350 принимаем из диапазона ba= 03 05ba=05 ииз диапазона принимаем по табл. 1П.11 приложения 1П. [1стр.373]
Тогда коэффициент ba(предварительно):
По табл. 1П.12 приложения 1П [1стр.374] при НВ1350 и НВ2 350 для кривой IV (редуктор соосный) принимаем коэффициент КH= 12.
Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент Кα= 495 [1 стр.49] определим предварительно межосевое расстояние а'w:
По табл. 1П.13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение аw= 140мм.
Определение модуля передачи.
Для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда примем m=2 мм.
Определение чисел зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни
Определение фактического передаточного числа ступени.
Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:
Примем коэффициент высоты головки зуба ha* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 025. Тогда диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьевпри высотной модификации:
Ширина венца шестерни
Уточняем коэффициент bd:
что меньше bdmax =14 (см.п.3)
Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала
для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни
Условие пригодности заготовки шестерни
Таким образом для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса Сзаги толщину заготовки обода Sзаг:
Наибольшую из величин Сзаги Sзагсравниваем для той же марки стали что и для шестерни (т.е. 40Х) при т.о. улучшение для твердости поверхности 235 262 НВ с Sпред =125 мм. Условие Сзаг =56Sпред =125 мм выполняется. Таким образом для изготовления колеса также подходит сталь 40Х
Определение степени точности передачи. Окружная скорость (мс)шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:
Исходя из =17 мс для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 8 мс.
Определение сил действующих в косозубом зацеплении. Окружная сила Ftна делительном цилиндре
При этом для шестерни и колеса:
Определение коэффициента нагрузкиКн. При расчете на сопротивление контактной усталости
Коэффициент КНа= 1 – для прямозубых передач [1стр.376].
Коэффициент KHуточняем по той же кривой IV при HB1350 и HB2350 что и при предварительном расчете в п.3 в зависимости от уточненной в п.7 величины bd=13. При этом коэффициент KH=105.[1стр.374]
Коэффициент Н=006 при HB1350 и HB2350 по табл. 1П.17 приложения 1П.
Коэффициент g0= 73 (при m=2 мм и 9-й степени точности) по табл. 1П.18 приложения 1П.
Тогда динамическая добавка
Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент ZH учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: ZЕ=190 МПа12(т.к. материал- сталь).[1стр.53]
Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубой передачи.
Расчетное значение контактного напряжения
Сопротивление контактной усталости обеспечивается так как выполняется условие: н=360 МПа [н]=431 МПа.
Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ) при m=2мм.
б) для колеса (т. о. улучшение)
;по табл. 1П.9 приложения 1П.
Эквивалентное число циклов напряжений NFEза расчетный срок службы Lh=9*103 часов где с и с2 - см. п. 2.:
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
Определение коэффициента нагрузки КF. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициент КFа= 1 – для прямозубых передач.[1 стр. 54]
Коэффициент KF принимаем при HB1350 и HB2350 при bd=098: KF =11.
Коэффициент Fучитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев:F=016 ..[1 стр. 55]
Коэффициент g0= 73 – см. п.12.
Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент YFS учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
Тогда расчетное напряжение изгиба F:
Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается так как выполняются условия:
Отмечаем что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости а не усталости при изгибе.
Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. Предельно допускаемое контактное напряжение :
где – максимальное контактное напряжение –кратковременная перегрузка.
Определяем для шестерни и колесапо табл. 1П.9 приложения 1П:
а) для шестерни: МПа.
В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.
Тогда для рассчитываемой ступени:
Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета – проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
где - максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузки.
Предельно допускаемое напряжение изгиба:
а) для шестерни: Мпа;
Ранее мы получили (см. п. 16).
Таким образом статистическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать.
2 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
а) мощность на валу ведущей звездочки Р3= 1595 Вт;
б) частота вращения ведущей звездочки n3 =140 обмин;
в) передаточное число U=3.4;
г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение–горизонтальное; работа в одну смену; смазка – удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).
Выбор типа приводной цепи. В цепных передачах применяют приводные роликовые втулочные и зубчатые цепи.
Роликовые цепи нормальной серии ПР (ГОСТ 13568-75) получили наибольшее распространение в различных механических приводах. Их изготовляют одно-(ПР) двух-(2ПР) трех-(ЗПР) и четырехрядными (4ПР). Предпочтение следует отдавать однорядным цепям. Четырехрядные цепи без особых требований не рекомендуется применять ввиду необходимости использования звездочек повышенной точности и усложнения монтажа.
Втулочные цепи ПВ (ГОСТ 13568-75) аналогичны роликовым но у них отсутствуют ролики. Их применяют в основном в мотоциклах и автомобилях.
Зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13522-81 отличаются повышенной надежностью скоростью и кинематической точностью. Однако они более тяжелые и дорогостоящие и поэтому имеют ограниченное применение. Их используют обычно при высоких скоростях – до 35 мс.
Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. Поэтому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.
Выбор чисел зубьев звёздочек. В нашем примере меньшая звездочка является ведущей а большая – ведомой.Число зубьев меньшей (ведущей) звездочки роликовой цепи согласно
При UЦ =3.4 z = 29 – 2*3.4= 22.
Полученная величина Z= 22 примерно соответствует и рекомендациям [1с. 389].
Число зубьев большей (ведомой) звездочки
Предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой) что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров. С учетом этих рекомендации принимаем окончательно Z1= 22 и Z2=75.
Для того чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки необходимо выполнение условия z= 75z2max=120.[1стр.97]
Тогда фактическое передаточное число
Предварительное определение межосевого расстояния. По соображениям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30 50)рцгдерц – шаг цепи мм.
Определение коэффициента эксплуатации кэпо табл. 1П.29 приложения 1П.
а) коэффициент динамической нагрузки кД= 13 (нагрузка переменная);
б) коэффициент межосевого расстояния ка = 1 [для а = (30 50)pц];
в) коэффициент наклона передачи к горизонту кн=1 (передача горизонтальная);
г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи кРЕГ = 125 (натяжение цепи не регулируется);
д) коэффициент смазки и загрязнения передачи Kc- 1 [производство без пыли качество смазки – II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при V 4 мс см. таблицу 1П. 28 приложения 1П) [1с. 390];
е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток Креж=1 работа в одну смену.
Тогда коэффициент эксплуатации
Определение коэффициентов kzи kn. Число зубьев малой звездочки типовой передачи принимается только (по табл. 1П.30 приложения 1П.)[1]. Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z1= 22. Тогда коэффициент числа зубьев:
Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п3 = 140 обмин. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п03=200 обмин (по табл. 1П.31 приложения 1П[1]).Тогда коэффициент частоты вращения:
Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи
Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностьюРр(по табл. 1П.27 приложения 1П[1])при Z01 = 22 и n01=140обмин является [РР] = 110 кВт для однорядной цепи ПР-25.4 – 57600 с шагом рц = 25.4 мм.
Для того чтобы решить вопрос о том подходит нам однорядная цепь с таким шагом или нет определим какие же при этом получаются делительные диаметры звездочек:
Приназначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II)(по табл. 1П.28 приложения 1П.).
Определение межосевого расстояния и длины цепи. Ранее (см. п. 3) из соображений долговечности цепи мы приняли что предварительная величина межосевого расстояния а будет находится в диапазоне
Так как меньшее значение рекомендуется для Uц = 1 3 а большее для Uц = 6 7 при иц = 3.4принимаемα = 35рц.
Длина цепи в шагах или число звеньев цепи
Округляем LPдо целого четного числа для того чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Для принятого значения LP= 118 уточняем а:
Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи расчетное межосевое расстояние а уменьшают на величину . Тогда принимаем =4мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния мм.
Силы в цепной передаче и требования монтажа.
Коэффициент провисания цепи при горизонтальном ее расположении kf=6. (по табл. 1П.33 приложения 1П.)
Масса 1 м цепи ПРс шагом рц= 25.4 мм составляет 2 кг т.е. погонная масса q=2 кгм.(по табл. 1П.33 приложения 1П.)
Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви
где а = 132 м; g= 981мс2–ускорение свободного падения.
Натяжение цепи от центробежных сил
Разрушающая нагрузка цепи ПР с шагом рч= 25.4 мм FP = 57600 Н(по табл. 1П.31 приложения 1П.). Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи
где =13 – коэффициент динамической нагрузки (см. п.4).
Допускаемый коэффициент запаса прочности цени линейным интерполированием [S] = 76.(по табл. 1П.34 приложения 1П.)
Цепь ПР – 25.4 - 57600 подходит так как S=109>[S] = 76.
Нагрузка на валы цепной передачи:
где км= 115 – при горизонтальной передаче и угле наклона передачи 40°;
км = 105 – при угле наклона передачи более 40° и при вертикальной передаче[1 стр.101]. Сила Fц направлена по линии соединяющей центры звездочек.
При монтаже цепной передачи предельное отклонение ΔS(мм) звездочек от одной плоскости и предельные углы их смещения перекоса валов γ и их скрещивания (град) определяют по формуле:
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
1 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
Диаметр вала при допускаемом напряжении[к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[7]:
Быстроходный вал-шестерня
мм принимаем d=24 мм.
мм принимаем dп=30 мм.
мм принимаем dбп=38 мм.
r – фаска подшипника
tцил – высота заплечника
Высоту заплечникаtцил=25 мм координату фаски подшипника r=2 мм принимают в зависимости от диаметра d(мм) [3таблица 8]
мм принимаем d=34 мм.
мм принимаем dп=40 мм.
мм принимаем dбп=48 мм.
Высоту заплечникаtцил=30 мм координату фаски подшипника r=2 мм принимают в зависимости от диаметра d(мм) [3таблица 8]
Расчет элементов корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса
Принимаем [4 4.2.1 п.3.1]:
Толщина стенок крышки корпуса [4 8.1 п.3.2]:
Толщина фланца корпуса [4 8.1 п.3.6]:
Толщина фланца крышки корпуса
Ширина нижнего пояса основания корпуса
Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала[табл.8.2.12]
По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 25 d = 72 + 18 = 90 мм
D2 = D1 + 20 d = 90 + 20= 110 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного вала.
По значению D =80 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- число болтов z = 6
D1 = D + 25 d = 80 + 25* 8 = 100 мм
D2 = D1 + 20 d = 100+ 25*8 = 120 мм
После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:
aw=140 d1 =46 d2=234 da1=50da2=238 df1=41 df2=229 b1=72 b2=64 e1=5 e=96=8быстроходныйвал: d=24 подшипникd=30тихоходный вал: d=34 подшипник d=40. [2стр.115]
Быстроходный вал-шестерня:l=156 мм f=73 мм.
l=2e1+2e+b1+B=10+192+72+16=156мм.
f =12Lст+e7+h1+hгб+ S2-e1= *38+8+6+6+38-4=73
Lcт = D=(16 18)dвал=16*24=38
Тихоходный вал:l=160 мм f=88 мм.
l=2e1+2e+b2+B=10+192+64+16=160мм.
f =12Lст+e7+h1+hгб+ S2-e1= *62+8+6+8+38-3=88
Lcт = D=(16 18)dвал=18*34=62 мм
e1=3 5 мм- расстояние от внутренний поверхности редуктора до боковой поверхности подшипника качения. Принимаем e1=3мм.
e7=5 8 – расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора. Принимаем e7=8.
e – расстояние от внутренней стенки поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части
hгб =08*h1=08*8=64=6
Нагрузка от муфты на вал: Н.
Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях
Быстроходный вал-шестерня:
а)вертикальная плоскость:
Проверка: +-=177+177-354=0
б) горизонтальная плоскость:
Проверка:+-+=375+662-63-974=0
а) горизонтальная плоскость:
Проверка: --=777-354-2234+1556=0
б) вертикальная плоскость:
Проверка: ++=487+487-974=0
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.
Быстроходный вал-шестерня.
Крутящий момент Т=22 Н м.
Рисунок 3. Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала
Крутящий момент Т=140 Н м.
Рисунок 4. Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала
Определяем суммарный изгибающий эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.
Быстроходный вал-шестерня.
Наиболее нагруженное сечение D.
Суммарный изгибающий момент:
Эквивалентный момент:
Ранее принятое значение dп=30 мм. Это больше чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
Наиболее нагруженное сечение C.
Ранее принятое значение dп=40 мм. Это больше чем требуется по расчету. Следовательно прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S] принимаемым обычно 15 25.
где S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где -1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; -1 = 370 МПа принимается по таблице 1 [3с. 32];
k— эффективный коэффициент концентрации нормальных
напряжений находим по таблице 8.5[7];
— коэффициент учитывающий шероховатость поверхности; при RА=032 25 мкм принимают = 097 090;[7стр.162]
— масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k = 250(табл. 8)[3с. 32];
а— амплитуда цикла нормальных напряжений МПа:
где W— момент сопротивления при изгибе мм3; для сплошного круглого сечения диаметром d
— коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; = 02 для углеродистых сталей = 025 03 для легированных сталей. [7стр.164]
S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где -1 — предел выносливости стали при симметричном цикле;
-1 =058 -1 -1=150 МПа;
k — эффективный коэффициент концентрации касательныхнапряженийнаходим по таблице 8.5[7];
— масштабный фактор для касательных напряжений; отношениеk =06 k+04=06*250 + 04 = 190(табл. 8)[3с. 32];
— коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; = 01 для всех сталей;[7стр.166]
аи т— амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа:
где Wк— момент сопротивления при кручении мм3; для сплошного круглого сечения диаметром d
Подставляя полученные значения получаем
Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении
Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается так как расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25.
-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 [3с. 8];
k = 220находим по таблице 8.7[1];
где W— момент сопротивления при изгибе мм3;
= 02см. стр. 164[7];
k =06 k+04=06*220 + 04 = 172 находим по таблице 8.7[7];
= 01 для всех сталей;
где Wк— момент сопротивления при кручении мм3;
Расчет вала на усталостную прочность считается правильным если расчетное значение S не ниже допускаемого т.е S≥[S]=25 3.
Если S≤15 рекомендуется выполнить расчет вала на жесткость.
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения k и k
Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается [4].
Расчет шпоночных соединений
где Т - момент на валу T=22 Н м;
d - диаметр вала d=24 мм
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:
где h - высота шпонки h=7 мм; b - ширина шпонки b=8; lраб – рабочая длина шпонки lраб=l-b=54-8=46 мм t1 - глубина паза вала t1.=4 ммпо табл.K42 [8]ГОСТ 20884-93. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.
Колесо цилиндрическое
Т - момент на валу T=109 Н м;
d - диаметр вала d=48 мм
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонкипо ГОСТ 23360-78.
где h - высота шпонки h=9 мм; b - ширина шпонки b=14; lраб – рабочая длина шпонки lраб=l-b=62-14=48 мм t1 - глубина паза вала t1.=55 мм.[4стр.125табл. 10.1.2].Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.
где Т - момент на валу T=109 Н м;
d - диаметр вала d=34 мм
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[7]).
где h - высота шпонки h=8 мм; b - ширина шпонки b=10; lраб – рабочая длина шпонки lраб=l-b=66-10=56 мм t1 - глубина паза вла t1.=5 мм.[4стр.125табл. 10.1.2].Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке ступице [см] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Для быстроходного и тихоходного валов принимаем радиально-упорные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75 такой выбор обосновывается тем что в прямозубой цилиндрической передаче возникают кроме радиальной ещё и значительные осевые нагрузки а такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него одновременно радиальных и осевых нагрузок.
Для быстроходного вал-шестерня выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 206 легкой серии со следующими параметрами:
d = 30 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 195 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 10 кН - статическая грузоподъёмность.
Для тихоходного вала выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 208 легкой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 32 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 178 кН - статическая грузоподъёмность.
Смазка подшипников происходит тем же маслом что и детали передач.
Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала
Определяем суммарные реакции в опорах
Принимаем для заданного случая Кк = 1 - коэффициент зависящий от того какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); - коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (примем ) (см. табл. 9.19[7]); = 1 - температурный коэффициент (при (см. табл. 9.20[7]).
Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки
Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника
Определяем динамическую грузоподъемность
где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;
обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
- требуемая долговечность подшипника ( ч);
p- показатель степени ( для шариковых подшипников р=3);
Условие кН выполняется таким образом радиальный однорядный шарикоподшипник 206 удовлетворяет предъявляемым требованиям.
Определяем действительную долговечность подшипника(в часах):
Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой следовательно работоспособность подшипника обеспечена.
Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала
Принимаем для заданного случая Кк = 1 - коэффициент зависящий от того какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); -
коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (примем)(см. табл. 9.19[7]); = 1 - температурный коэффициент (при (см. табл. 9.20[7]).
Условие кН выполняется таким образом радиальный однорядный шарикоподшипник 208 удовлетворяет предъявляемым требованиям.
СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так чтобы венцы колес были в него погружены.
Объем масла заливаемого в масляную ванну
Исходные данные: N = 1500 Вт = 15 кВт – мощность передаваемая редуктором.
V = 06N =061.5=0.9 дм3
Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 10.8. с. 218 [7])
V = 104 мс; H = 804 МПа -> 60 10-6 м2с
Марка масла (т. 9.15. с. 176 [7])
Муфта с торообразной оболочкой предназначена для передачи вращения между механизмами которые подвергаются действию довольно значительных вибрационных ударных и динамических нагрузок. Этот вид муфты прекрасно компенсирует радиальное смещение валов до 45 мм они имеют высокие демпфирующие свойства и характеризуются простотой конструкции и большим сроком эксплуатации - 10 лет. Муфта обеспечивает электро и шумоизоляцию узлов привода и применяется в механизмах в которых трудно обеспечить соосность валов при ударных и переменных нагрузках. Такие высокоэластичые муфты широко применяются в насосных установках в приводах рольгангов прокатных станов строительно-дорожных машин бурильных станках а также в силовых приводах судов речного и морского флота вспомогательных приводах тепловозов и электровозов.
Так же беспорным преимуществом муфты с торообразной оболочкой является возможность замены эластичного элемента без демонтажа муфты.
Рисунок 5. Муфта упругая с торообразной оболочкой
-полукольц прижимное;
-кольцо соединительное.
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 23 = 355Н·м
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[7].
Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 200-38.1-30.1 ГОСТ 20884-93 (по табл. К25[8]).
Проверим прочность резиновых втулок на смятие по условию:
Проверим прочность стальных пальцев на изгиб по условию:
где z=10-число пальцев;
dп =18мм - диаметр пальца под втулкой;
D0=125 мм- диаметр окружности расположения пальцев.
Таким образом прочность стальных пальцев обеспечена.
Основные размеры выбранной муфты
Выбор посадок для сборки деталей редуктора
Для обеспечения условия сборки конструкции цилиндрического редуктора назначаем посадки: (10.11[7])
Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)
Зубчатое колесо на валу
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)
Шпоночная канавка в ступице по ширине
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Меж удерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода 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.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Санюкевич Ф. М. С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие- 2-е изд. испр. и доп.- Брест: БГТУ 2004.–488 с.
Курмаз Л. В. Скойбеда А. Т Детали машин. Проектирование: учебн. пособие – 2-е изд. испр.И доп. – Минск УП«Технопринт»2006 – 296 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' Москва.: Издательский центр 'Академия' 2004. 496 c.
Дремук В. А. Горелько В. М. Расчет валов:учебн.-метод. пособие-Барановичи РИО БарГУ 2007 – 71 с.
Прокофьев Г.Ф. Дундин Н.И. Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие. - Архангельск: Изд-во Арханг. гос. техн. ун-та 2004. –140 с.
Орленко Е.О. Расчёт и конструирование валов и осей: учеб.пособие Е.О. Орленко Л.В. Орленко Т.В. Цветкова; Сев. (Арктич) фед. ун -т им. М.В. Ломоносова. –Архангельск: ИПЦ САФУ 2012. –141 с. : ил.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.

вал+колесо+крышка подшипника.cdw

Формовочные уклоны =1
Неуказаные радиусы 2 мм max
Неуказаные предельные отклонения размеров поверхностей
*Размер обеспечен инструментом
Радиусы скруглений 2мм max.
Неуказанные отклонения размеров валов - t
t2 среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76
. Неуказанные радиусы 6 мм max.
Уклоны формовочные 1
Неуказанные пред. откл. размеров
Степень точности ГОСТ 3675-81
-7-6 Ва СТ СЭВ 311-76
Делит. диаметр колеса
Межосевое расстояние

1.cdw

Техническая характеристика
Требуемая мощность редуктора
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Полости подшипников заполнить конценстентной смазкой
циатим - 202 ГОСТ 11110-75
Полость картера заполнить маслом И-40А ГОСТ 20799-75
После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении
Температура масла после обкатки не должна
Температура подшипников после обкатки не должна
После обкатки проверить пятно обкатки на цилиндрическом
Внутриннею поверхность редуктора окрасить маслостойкой
наружнию поверхность окрасить водостойкой
Полости разъема основания корпуса и крышки редуктора
покрыть пастой герметик
Технические требования

СП2.cdw

Шайба пружинная 8 65Г
Штифт 6х30 ГОСТ 3128-70
Винт А.М6-6gx12-46.56.016
Шайба пружинная 12 65Г
Шпонка ГОСТ 23360-78

СП1.cdw

СП!.cdw

2.cdw

Техническая характеристика
Мощность электродвигателя Р=2
Частота вращения электродвигателя n=700 обмин
Частота вращения выходного вала n= 140 обмин
Крутящий момент на выходном валу Т= 109 Н*м
Прогиб вала под действием силы
0 Н не более 6 мм (ГОСТ 1284.3-96)
Непараллельность осей звездочек не более 0
на длине 100 мм. Смещение рабочих поверхностей
Привод обкатать без нагрузки в течение не
менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются
Ограждения условно не показаны. Ограждения
цепной передачи и муфты установить и
окрасить в оранжевый цвет
Технические требования

компановка.cdw