Спроектировать привод к полочному элеватору, предназначенному для перемещения по вертикали штучных грузов

РЦ2с.dwg

*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик" 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания 4. Редуктор обкатать по 10-15 мин. на каждом из режимов. 5. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75. 6. Наружные поверхности корпуса редуктора поклыть коррозионностойкой эмалью
внутренние поверхности корпуса покрыть маслостойкой эмалью
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Предельные отклонения измери-
тельного межосевого расстояния
Допуск на колебание измери-
Толщина зуба по хорде
Межосевое расстояние
Техническая характеристика Передаваемая мощность Рном= 3.0 кВт Крутящий момент на ведомом валу Т= 396
Нм Частота вращения ведомого вала n= 52 мин-1 Передаточное число редуктора u=12
Объем масляной ванны V=2 литра
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002.
Неуказанные радиусы 2 4 мм.
Размеры обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ

РЦ2с( для Музыченко).dwg

*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик" 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания 4. Редуктор обкатать по 10-15 мин. на каждом из режимов. 5. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75. 6. Наружные поверхности корпуса редуктора поклыть коррозионностойкой эмалью
внутренние поверхности корпуса покрыть маслостойкой эмалью
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Предельные отклонения измери-
тельного межосевого расстояния
Допуск на колебание измери-
Толщина зуба по хорде
Межосевое расстояние
Техническая характеристика Передаваемая мощность Рном= 3.0 кВт Крутящий момент на ведомом валу Т= 396
Нм Частота вращения ведомого вала n= 52 мин-1 Передаточное число редуктора u=12
Объем масляной ванны V=2 литра
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002.
Неуказанные радиусы 2 4 мм.
Размеры обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ
Uф=4 Z1=20 Z2=80 m'=2 мм =15°44'
Редуктор двухступенчатый цилиндрический соосный

РЦ2с( для Музыченко 2007).dwg

*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик" 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания 4. Редуктор обкатать по 10-15 мин. на каждом из режимов. 5. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75. 6. Наружные поверхности корпуса редуктора поклыть коррозионностойкой эмалью
внутренние поверхности корпуса покрыть маслостойкой эмалью
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Предельные отклонения измери-
тельного межосевого расстояния
Допуск на колебание измери-
Толщина зуба по хорде
Межосевое расстояние
Техническая характеристика Передаваемая мощность Рном= 3.0 кВт Крутящий момент на ведомом валу Т= 396
Нм Частота вращения ведомого вала n= 52 мин-1 Передаточное число редуктора u=12
Объем масляной ванны V=2 литра
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002.
Неуказанные радиусы 2 4 мм.
Размеры обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ
Uф=4 Z1=20 Z2=80 m'=2 мм =15°44'
Редуктор двухступенчатый цилиндрический соосный

ПЗ матуга (для Музыченко).docx

Курсовой проект состоит из 54 страниц пояснительной записки в том числе 12 рисунков 10 библиографов и графической части включающей сборочные чертежи приводной станции редуктора и рабочие чертежи вала и зубчатого колеса.
Цель выполнения курсового проекта – спроектировать приводную станцию к полочному элеватору.
Ключевые слова: кинематический расчет привода энергетический расчет ременная передача геометрические параметры механическая передача расчет валов двигатель шестерня.
Графическая часть включает:
– сборочный чертеж редуктора – 2 листа А1;
– чертеж вал-шестерни – 1 лист А3.
В результате спроектирован привод оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 4400 часов.
Кинематический и энергетический расчет привода8
Расчет передач привода11
1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора11
1.1 Выбор материала зубчатых колес11
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений11
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений11
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений12
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках13
1.6 Расчет геометрических параметров передачи13
1.7 Силы в зацеплении15
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям15
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба16
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора19
2.1 Выбор материала зубчатых колес19
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений19
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений20
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений21
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках21
2.6 Расчет геометрических параметров передачи21
2.7 Силы в зацеплении23
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям23
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба25
3 Расчет клиноременной передачи27
Расчет элементов корпуса редуктора32
Расчет валов редуктора32
1 Проектный расчет валов32
1 Расчет первого вала32
1.1 Cоставление расчетной схемы32
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр33
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности34
2 Проверочный расчет второго вала37
2.1 Cоставление расчетной схемы37
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр38
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности39
3 Проверочный расчет третьего вала42
3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы42
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр43
3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности45
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности46
1 Расчет подшипников первого вала46
2 Расчет подшипников второго вала46
3 Расчет подшипников третьего вала47
Подбор и проверочный расчет муфты49
1 Муфта зубчатая компенсирующая49
Расчет шпоночных соединений50
1 Методика расчета50
2 Шпонка под шкивом50
3 Шпонка под колесом быстроходной ступени50
4 Шпонка под колесом тихоходной ступени51
5 Шпонка под муфтой51
Назначение посадок шероховатости поверхностей выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей52
Выбор способа смазывания передач и подшипников54
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями.и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается зубчатый двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор.
Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность и как следствие малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей скоростей передаточных отношений. Недостатки: шум при работе невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа незащищенность при перегрузках возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиально-упорные и шариковые радиальные подшипники которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в зубчатых цилиндрических передачах.
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Привод к полочному элеватору (рисунок 1) состоит из электродвигателя передающего крутящий момент на ведущий вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный. На ведомом валу редуктора установлена муфта соединяющая вал редуктора с приводным валом элеватора.
Кинематический и энергетический расчет привода
Мощность элеватора определяется по уравнению
где Z – производительность элеватора Z=800 штч
G – вес штучного груза G=22 кг
Н – высота транспортировки Н=32м
Kзагр – коэффициент загрузки равный 25.
Требуемая мощность электродвигателя:
КПД элементов привода [5 c.12]
- КПД цепной передачи
- КПД зубчатой цилиндрической передачи
- КПД пары подшипников качения.
Общее передаточное число
где - число оборотов приводной звездочки
v – скорость транспортера
Dзв – диаметр звездочки
а – ширина полки а=b+100=600+100=700 мм
Уточняем диаметр звездочки по шагу цепи:
Принимаем электродвигатель 4А100S4У3 (мощность Рэд=30 кВт частота вращения ротора nэд=1415 мин-1) [4 табл. 1.31].
Фактическое передаточное число:
Принимаем передаточное число ременной передачи
Передаточное число редуктора
Передаточные числа по ступеням:
Уточняем передаточное число ременной передачи:
Мощности на валах привода
Частоты вращения валов
Таблица 1 – Результаты кинематического и силового анализа
Расчет передач привода
1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора
1.1 Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 18ХГТ. Механические характеристики сердцевины – В=850 МПа Т=600 МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни и колеса – поверхностная закалка.
Твердость шестерни 54 НRC
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
с=1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым
частоты вращения шестерни и колеса
m2=3 – показатель степени (3 табл. 8.9).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Предел контактной выносливости:
SH=12 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
Базовое число циклов NHO:
m – показатель степени.
Таким образом допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
Предел изгибной выносливости
SF=175 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности
Таким образом допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при закалке ТВЧ):
Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):
1.6 Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3 рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5 стр.50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
Принимаем по табл. 4.2.7 [5 стр.51]
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5 табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса:
Ширина венца шестерни:
Принимаем предварительно и .
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5 табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
Действительный угол наклона зуба:
Делительные диаметры:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Средняя окружная скорость колес:
Принимаем 8 степень точности [1 табл. 6.7].
1.7 Силы в зацеплении
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
- коэффициент учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5 стр.51] в зависимости от модуля
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
Проверочный расчет выполняется т.к. .
Недогрузка составляет
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
Тогда коэффициент учитывающих форму зубьев [3 рис. 8.20]:
Так как то расчет ведем по шестерне ( .
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила:
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяется по рис. 4.2.2в [5 стр. 50].
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении:
Удельная окружная динамическая сила:
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по табл. 4.2.11 [5 стр.51]
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Таким образом удельная расчетная окружная сила:
Таблица 2.1 Данные цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени
Наименование параметра
Допускаемые контактные напряжения МПа
Расчетные допускаемые контактные напряжения МПа
Допускаемые изгибные напряжения МПа
Межосевое расстояние мм
Ширина зубчатого венца колеса мм
Ширина венца шестерни мм
Модуль зацепления мм
Суммарное число зубьев передачи
Действительный угол наклона зуба
Фактическое передаточное число
Делительные диаметры мм
Расчетные контактные напряжения МПа
Удельная окружная динамическая сила Нмм
Удельная расчетная окружная сила Нмм
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора
2.1 Выбор материала зубчатых колес
Твердость шестерни 50 HRC
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при улучшении):
2.6 Расчет геометрических параметров передачи
- числовой коэффициент для прямозубых колес.
Принимаем предварительно .
Принимаем 8-ю степень точности [1 табл. 6.7].
2.7 Силы в зацеплении
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле:
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Таблица 2.2 Данные цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени
Удельная окружная динамическая сила МПа
Удельная расчетная окружная сила МПа
3 Расчет клиноременной передачи
По таблице 2.2.1 [5 с.16] при моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения А и его размеры:
По табл.3.20 [3 ч.1] при угле профиля канавок выбираем диаметры шкивов.
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Межосевое расстояние а:
Расчетная длина ремня:
Ближайшая стандартная длина ремня:
Уточненное межосевое расстояние:
-при надевании ремня
-для компенсации вытяжки ремня.
Угол обхвата ремня:
Условие - выполняется.
Поправочные коэффициенты:
Угла обхвата -табл.3.7[3 ч.1]
Скорости -табл.3.8[3ч.1]
Режима работы -табл.3.9[3ч.1]
Исходное удельное окружное усилие при и при .
Допускаемое удельное окружное усилие:
Необходимое число ремней:
Сила действующая на валы:
Расчетная долговечность ремня:
где - предел усталости для клиновых кордтканевых ремней; -показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.
Наибольшее напряжение в ремне
Определяем размеры шкивов. Из табл.3.20 [3ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:
Наружные диаметры шкивов:
Диаметр ведущего шкива мм
Диаметр ведомого шкива мм
Расчетная длина ремня мм
Допускаемое удельное окружное усилие МПа
Расчетная долговечность ремня ч
Наружные диаметры шкивов мм
Ширина обода шкива мм
Расчет элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например СЧ15).
Габаритные размеры корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию редукторная пара вписывается в параллелепипед.
Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости
В проектируемых редукторах с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания принимаются одинаковыми:
Здесь - вращающий момент на тихоходном валу.
Фланцевые соединения
а) Фундаментный фланец основания корпуса. Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите).
б) Соединительный фланец крышки и основания корпуса. Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами. Диаметр соединительных винтов определяют так же как и для разъёмных корпусов; количество винтов – 6 8 расстояние между ними .
Детали и элементы корпуса редуктора
Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1 115 мм) или полосы из резины (толщиной 2 3 мм).
Определяем размеры корпуса и крышки результаты сводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Наименование элементов корпуса
Ориентировочные соотношения (размеры мм)
Толщина стенок редуктора
Глубина корпуса редуктора
расстояние от стенки
расстояние от фланца
соединяющих крушку корпуса с основанием редуктора:
крепящих крышку подшипников с корпусом
крепящих смотровую крышку
dф=0036aw + 12 = 16 мм
Расчет валов редуктора
1 Проектный расчет валов
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – крутящий момент на валу Нмм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
Диаметр второго вала под колесом:
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно соблюдая правила технологичности обработки и сборки.
Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.
1 Расчет первого вала
1.1 Cоставление расчетной схемы
Нагрузка на вал от ременной передачи:
Расчетная схема приведена на рисунке 4.1.
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр
По полученным данным строим эпюры.
Рисунок 4.1 – Схема нагружения входного вала
Суммарные реакции на опорах:
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для опасного сечения 1-1 (канавка для выхода шлифовального круга):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2 табл.3.5];
а – амплитуде значения нормальных напряжений:
где - изгибающий момент в сечении:
W – момент сопротивления сечения вала:
m=0 – средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2 табл. 3.6];
=083 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала [2 табл. 3.7].
m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=01 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
а m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
где - крутящий момент на валу
Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2 табл. 3.6];
=089 - масштабный фактор [2 табл. 3.7].
=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
что больше предельно допускаемого
-Для опасного сечения 2-2 (шестерня):
2 Проверочный расчет второго вала
2.1 Cоставление расчетной схемы
Момент при переносе осевой силы:
Расчетная схема приведена на рисунке 4.2.
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 4.2 – Схема нагружения второго вала
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
=08 - масштабный фактор [3 табл. 3.7].
=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5);
что больше предельно допускаемого .
что больше предельно допускаемых .
3 Проверочный расчет третьего вала
3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Сила действующая на вал со стороны муфты
Расчетная схема приведена на рисунке 4.3.
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 4.1 – Схема нагружения выходного вала
3.3 Статический расчет вала
Суммарный изгибающий момент Ми=80 Н·м
Эквивалентный момент:
Проверка вала на статическую прочность:
Поэтому рассчитываем перегрузку по формуле:
перегрузка не превышает допустимой .
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
1 Расчет подшипников первого вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 205.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где X – коэффициент радиальной нагрузки V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса) Fr – радиальная нагрузка на подшипник Y – коэффициент осевой нагрузки Fa – осевая нагрузка на подшипник =13 - коэффициент безопасности - коэффициент влияния температуры ( при ).
Суммарные реакции на опорах
Эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
где – частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность (4 табл. 16.9);
p – показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).
2 Расчет подшипников второго вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 206.
Осевая сила на валу:
Осевая составляющая радиальной нагрузки:
Определяем значения X и Y:
тогда X=056 Y=15 (4 табл. 16.9).
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
3 Расчет подшипников третьего вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 208.
Подбор и проверочный расчет муфты
В данном редукторе предусмотрена установка зубчатой компенсирующей муфты для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом.
1 Муфта зубчатая компенсирующая
Зубчатые муфты (рисунок 6.1) применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных угловых и осевых смещений.
Рисунок 6 – Зубчатая компенсирующая муфта
Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему моменту на выходном валу редуктора [5 табл. 13.2.1].
Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2 с.182].
где К =13 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2 с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; - длина зуба [5 табл. 13.2.1].
что меньше предельно допустимых .
Расчет шпоночных соединений
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфты применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78. Звездочка получает вращение от выходного вала редуктора через шлицевое соединение выполненное по ГОСТ 1139-80.
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине (2. с.73):
где T - крутящий момент на валу;
d - диаметр вала мм;
h - высота шпонки мм;
t1 - заглубление шпонки в валу мм;
b - ширина шпонки мм.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:
что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 6624 ГОСТ 23360-78.
3 Шпонка под колесом быстроходной ступени
Принимаем шпонку 10836 ГОСТ 23360-78.
4 Шпонка под колесом тихоходной ступени
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки .
Принимаем шпонку 12840 ГОСТ 23360-78.
Принимаем шпонку 10845 ГОСТ 23360-78.
Назначение посадок шероховатости поверхностей выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
Единая система допусков и посадок – ЕСДП – регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.
Посадки основных деталей передач.
- зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.
- зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.
- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.
- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.
- муфты при тяжелых ударных нагрузках.
- распорные кольца; сальники.
В соответствии с данными требованиями выбираем следующие посадки:
– зубчатых колес на валы редуктора Н7
– шкива на входной вал редуктора Н7
– шпонки в ступицы Р9
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.
Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8.
Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.
- Поверхности отверстий из-под сверла зенковок фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.
- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.
- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.
- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.
- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.
Выбор способа смазывания передач и подшипников
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 мс то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом т.е. окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла заливаемого в редуктор 2 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 05 – 08 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 мс составляет (10 табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.
В курсовом проекте была спроектирована приводная станция к полочному элеватору.
Были рассчитаны элементы и детали привода. На листах формата А1 выполнен сборочный чертеж редуктора привода.
Мною были получены навыки проектирования углублены и расширены знания в области стандартизации получены навыки работы с государственными стандартами и другой технической документацией.
Полученные навыки грамотного оформления технических проектов могут быть использованы мною в последующей практической деятельности а также при выполнении дипломного проекта. Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например ленточных транспортеров цепных конвейеров индивидуальные) использующие большинство деталей и узлов общего назначения. Все преобразования предъявляемые к создаваемой машине учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание и пр.
В процессе проектирование инженер решает целый ряд сложных и разнообразных задач. Например помимо того что он должен разработать машину способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы он должен учесть требование экономики технологии эксплуатации транспортировки технологии техники безопасности и пр.
Определен критерий технического уровня редуктора по формуле где m – масса редуктора T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора H·м. Разработан редуктор со средним техническим уровнем кгН·м [11 таблица 12.1] достаточно рациональная конструкция подходит для серийного производства. Качественная оценка удовлетворительная редуктор не соответствует современным мировым образцам.
Кузьмин А. В. Макейчик Н. Н. Калачёв В. Ф. и др. Курсовое проектирование деталей машин часть 1; Минск: Высшая школа 1982
Кузьмин А. В. Макейчик Н. Н. Калачёв В. Ф. и др. Курсовое проектирование деталей машин часть 2; Минск: Высшая школа 1982
Иванов М. Н. Детали машин 5-е изд. Москва: Высшая школа. 1991
Кузьмин А. В. Чернин И. М. Козинцов Б. С. Расчёты деталей машин; Минск: Высшая школа1986
Курмаз Л. В. Скойбеда А. Т. Детали машин проектирование; Минск: УП «Технопринт» 2001
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Москва: Высшая школа 1984
Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В. И. – 8-е изд. перераб. и доп. Москва: Машиностроение 2001
Скойбеда А. Т. Кузьмин А. В. Детали машин и основы конструирования ; Минск: Вышэйшая школа 2000
Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Москва: Высшая школа 1978
Чернавский С. А. Боков К. Н. Чернин И. М. и др. – 2-е изд. Курсовое проектирование деталей машин; Москва: Машиностроение 1988
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтарный сказ. 2002
Гайдаенко Г. А. Томило С.С. Шинкевич А. Н. Детали машин и подъемно-транспортные устройства; Минск 2004

ведомость.doc

Задание на проектирование
Пояснительная записка
Сборочный чертеж редуктора
РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА ВАЛ ДВИГАТЕЛЬ СМАЗКА КОЛЕСО ШЕСТЕРНЯ МОДУЛЬ ШПОНКА.
Курсовой проект состоит из 35 страниц пояснительной записки в том числе 12 рисунков 10 библиографов и графической части включающей сборочные чертежи приводной станции редуктора и рабочие чертежи вала и зубчатого колеса.
Цель выполнения курсового проекта – спроектировать приводную станцию к полочному элеватору.
Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты клиноременной и зубчатых цилиндрических передач расчет валов подшипников шпонок корпуса редуктора. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов а также экономическую целесообразность их изготовления.
В результате спроектирован привод оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 4400 часов.
Графическая часть включает:
– сборочный чертеж редуктора – 2 листа А1;
– чертеж вал-шестерни – 1 лист А3.

ПЗ матуга.doc

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА7
РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА10
1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора10
1.1 Выбор материала зубчатых колес10
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений10
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений10
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений11
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках12
1.6 Расчет геометрических параметров передачи12
1.7 Силы в зацеплении14
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям14
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба15
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора17
2.1 Выбор материала зубчатых колес17
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений17
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений17
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений18
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках19
2.6 Расчет геометрических параметров передачи19
2.7 Силы в зацеплении21
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям21
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба22
3 Расчет клиноременной передачи24
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА26
РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА28
1 Проектный расчет валов28
1 Расчет первого вала29
1.1 Cоставление расчетной схемы29
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр29
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности30
2 Проверочный расчет второго вала33
2.1 Cоставление расчетной схемы33
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр33
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности35
3 Проверочный расчет третьего вала39
3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы39
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр39
3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности40
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ44
1 Расчет подшипников первого вала44
2 Расчет подшипников второго вала44
3 Расчет подшипников третьего вала45
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ47
1 Муфта зубчатая компенсирующая47
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ48
1 Методика расчета48
2 Шпонка под шкивом48
3 Шпонка под колесом быстроходной ступени48
4 Шпонка под колесом тихоходной ступени49
5 Шпонка под муфтой49
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ ВЫБОР СТЕПЕНЕЙ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ50
ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ52
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями.и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается зубчатый двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор.
Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность и как следствие малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей скоростей передаточных отношений. Недостатки: шум при работе невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа незащищенность при перегрузках возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиально-упорные и шариковые радиальные подшипники которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в зубчатых цилиндрических передачах.
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Привод к полочному элеватору (рисунок 1) состоит из электродвигателя передающего крутящий момент на ведущий вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный. На ведомом валу редуктора установлена муфта соединяющая вал редуктора с приводным валом элеватора.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Мощность элеватора определяется по уравнению
где Z – производительность элеватора Z=800 штч
G – вес штучного груза G=22 кг
Н – высота транспортировки Н=32м
Kзагр – коэффициент загрузки равный 25.
Требуемая мощность электродвигателя:
КПД элементов привода [5 c.12]
- КПД цепной передачи
- КПД зубчатой цилиндрической передачи
- КПД пары подшипников качения.
Общее передаточное число
где - число оборотов приводной звездочки
V – скорость транспортера
Dзв – диаметр звездочки
а – ширина полки а=b+100=600+100=700 мм
Уточняем диаметр звездочки по шагу цепи:
Принимаем электродвигатель 4А100S4У3 (мощность Рэд=30 кВт частота вращения ротора nэд=1415 мин-1) [4 табл. 1.31].
Фактическое передаточное число:
Принимаем передаточное число ременной передачи
Передаточное число редуктора
Передаточные числа по ступеням:
Уточняем передаточное число ременной передачи:
Мощности на валах привода
Частоты вращения валов
Таблица 1 – Результаты кинематического и силового анализа
РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА
1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора
1.1 Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 18ХГТ. Механические характеристики сердцевины – В=850МПа Т=600МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни и колеса – поверхностная закалка.
Твердость шестерни 54 НRC
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
с=1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым
частоты вращения шестерни и колеса
m2=3 – показатель степени (3 табл. 8.9).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Предел контактной выносливости:
SH=12 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
Базовое число циклов NHO:
m – показатель степени.
Таким образом допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
Предел изгибной выносливости
SF=175 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности
Таким образом допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при закалке ТВЧ):
Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):
1.6 Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3 рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5 стр.50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
Принимаем по табл. 4.2.7 [5 стр.51]
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5 табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса:
Ширина венца шестерни:
Принимаем предварительно и .
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5 табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
Действительный угол наклона зуба:
Делительные диаметры:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Средняя окружная скорость колес:
Принимаем 8 степень точности [1 табл. 6.7].
1.7 Силы в зацеплении
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
- коэффициент учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5 стр.51] в зависимости от модуля
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
Проверочный расчет выполняется т.к. .
Недогрузка составляет
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
Тогда коэффициент учитывающих форму зубьев [3 рис. 8.20]:
Так как то расчет ведем по шестерне ( .
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила:
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяется по рис. 4.2.2в [5 стр. 50].
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении:
Удельная окружная динамическая сила:
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по табл. 4.2.11 [5 стр.51]
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Таким образом удельная расчетная окружная сила:
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора
2.1 Выбор материала зубчатых колес
Твердость шестерни 50 HRC
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при улучшении):
2.6 Расчет геометрических параметров передачи
- числовой коэффициент для прямозубых колес.
Принимаем предварительно .
Принимаем 8-ю степень точности [1 табл. 6.7].
2.7 Силы в зацеплении
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле:
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
3 Расчет клиноременной передачи
По таблице 2.2.1 [5 с.16] при моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения А и его размеры:
По табл.3.20 [3 ч.1] при угле профиля канавок выбираем диаметры шкивов.
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Межосевое расстояние а:
Расчетная длина ремня:
Ближайшая стандартная длина ремня:
Уточненное межосевое расстояние:
-при надевании ремня
-для компенсации вытяжки ремня.
Угол обхвата ремня:
Условие - выполняется.
Поправочные коэффициенты:
Угла обхвата -табл.3.7[3 ч.1]
Скорости -табл.3.8[3ч.1]
Режима работы -табл.3.9[3ч.1]
Исходное удельное окружное усилие при и при .
Допускаемое удельное окружное усилие:
Необходимое число ремней:
Сила действующая на валы:
Расчетная долговечность ремня:
где - предел усталости для клиновых кордтканевых ремней; -показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.
Наибольшее напряжение в ремне
Определяем размеры шкивов. Из табл.3.20 [3ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:
Наружные диаметры шкивов:
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например СЧ15).
Габаритные размеры корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию редукторная пара вписывается в параллелепипед.
Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости
В проектируемых редукторах с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания принимаются одинаковыми:
Здесь - вращающий момент на тихоходном валу.
Фланцевые соединения
а) Фундаментный фланец основания корпуса. Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите).
б) Соединительный фланец крышки и основания корпуса. Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами. Диаметр соединительных винтов определяют так же как и для разъёмных корпусов; количество винтов – 6 8 расстояние между ними .
Детали и элементы корпуса редуктора
Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1 1.15 мм) или полосы из резины (толщиной 2 3 мм).
Определяем размеры корпуса и крышки результаты сводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Наименование элементов корпуса
Ориентировочные соотношения (размеры мм)
Толщина стенок редуктора
Глубина корпуса редуктора
расстояние от стенки
расстояние от фланца
соединяющих крушку корпуса с основанием редуктора:
крепящих крышку подшипников с корпусом
крепящих смотровую крышку
dф=0.036aw + 12 = 16 мм
РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
1 Проектный расчет валов
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – крутящий момент на валу Нмм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
Диаметр второго вала под колесом:
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно соблюдая правила технологичности обработки и сборки.
Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.
1 Расчет первого вала
1.1 Cоставление расчетной схемы
Нагрузка на вал от ременной передачи:
Расчетная схема приведена на рисунке 4.1.
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр
По полученным данным строим эпюры.
Рисунок 4.1 – Схема нагружения входного вала
Суммарные реакции на опорах:
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для опасного сечения 1-1 (канавка для выхода шлифовального круга):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2 табл.3.5];
sа – амплитуде значения нормальных напряжений:
где - изгибающий момент в сечении:
W – момент сопротивления сечения вала:
sm=0 – средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2 табл. 3.6];
es=083 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала [2 табл. 3.7].
em=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
ys=01 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
tа tm - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
где - крутящий момент на валу
Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2 табл. 3.6];
et=089 - масштабный фактор [2 табл. 3.7].
yt=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
что больше предельно допускаемых
-Для опасного сечения 2-2 (шестерня):
2 Проверочный расчет второго вала
2.1 Cоставление расчетной схемы
Момент при переносе осевой силы:
Расчетная схема приведена на рисунке 4.2.
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 4.2 – Схема нагружения второго вала
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
et=08 - масштабный фактор [3 табл. 3.7].
yt=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5);
что больше предельно допускаемых .
3 Проверочный расчет третьего вала
3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Сила действующая на вал со стороны муфты
Расчетная схема приведена на рисунке 4.3.
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 4.1 – Схема нагружения выходного вала
3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
Производим расчет для опасного сечения 2-2 (шпоночный паз под колесом):
где изгибающий момент в сечении .
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2 табл. 3.6];
es=077 - масштабный фактор [3 табл. 3.7].
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2 табл. 3.6];
et=086 - масштабный фактор[3 табл. 3.7].
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
1 Расчет подшипников первого вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 205.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где X – коэффициент радиальной нагрузки V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса) Fr – радиальная нагрузка на подшипник Y – коэффициент осевой нагрузки Fa – осевая нагрузка на подшипник =13 - коэффициент безопасности - коэффициент влияния температуры ( при ).
Суммарные реакции на опорах
Эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
где – частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность (4 табл. 16.9);
p – показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).
2 Расчет подшипников второго вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 206.
Осевая сила на валу:
Осевая составляющая радиальной нагрузки:
Определяем значения X и Y:
тогда X=056 Y=15 (4 табл. 16.9).
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
3 Расчет подшипников третьего вала
Производим расчет шарикового радиального подшипника 208.
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ
В данном редукторе предусмотрена установка зубчатой компенсирующей муфты для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом.
1 Муфта зубчатая компенсирующая
Зубчатые муфты (рисунок 6.1) применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных угловых и осевых смещений.
Рисунок 6.1 – Зубчатая компенсирующая муфта
Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему моменту на выходном валу редуктора [5 табл. 13.2.1].
Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2 с.182].
где К =13 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2 с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; - длина зуба [5 табл. 13.2.1].
что меньше предельно допустимых .
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфты применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78. Звездочка получает вращение от выходного вала редуктора через шлицевое соединение выполненное по ГОСТ 1139-80.
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине (2. с.73):
где T - крутящий момент на валу;
d - диаметр вала мм;
h - высота шпонки мм;
t1 - заглубление шпонки в валу мм;
b - ширина шпонки мм.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:
что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 6624 ГОСТ 23360-78.
3 Шпонка под колесом быстроходной ступени
Принимаем шпонку 10836 ГОСТ 23360-78.
4 Шпонка под колесом тихоходной ступени
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки .
Принимаем шпонку 12840 ГОСТ 23360-78.
Принимаем шпонку 10845 ГОСТ 23360-78.
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ ВЫБОР СТЕПЕНЕЙ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Единая система допусков и посадок – ЕСДП – регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.
Посадки основных деталей передач.
- зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.
- зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.
- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.
- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.
- муфты при тяжелых ударных нагрузках.
- распорные кольца; сальники.
В соответствии с данными требованиями выбираем следующие посадки:
– зубчатых колес на валы редуктора Н7
– шкива на входной вал редуктора Н7
– шпонки в ступицы Р9
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.
Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8.
Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.
- Поверхности отверстий из-под сверла зенковок фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.
- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.
- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.
- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.
- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.
ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 мс то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом т.е. окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла заливаемого в редуктор 2 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 05 – 08 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 мс составляет (10 табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.
В курсовом проекте была спроектирована приводная станция к полочному элеватору.
Были рассчитаны элементы и детали привода. На листах формата А1 выполнен сборочный чертеж редуктора привода.
Мною были получены навыки проектирования углублены и расширены знания в области стандартизации получены навыки работы с государственными стандартами и другой технической документацией.
Полученные навыки грамотного оформления технических проектов могут быть использованы мною в последующей практической деятельности а также при выполнении дипломного проекта. Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность и техническая эстетика.
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например ленточных транспортеров цепных конвейеров индивидуальные) использующие большинство деталей и узлов общего назначения. Все преобразования предъявляемые к создаваемой машине учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание и пр.
В процессе проектирование инженер решает целый ряд сложных и разнообразных задач. Например помимо того что он должен разработать машину способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы он должен учесть требование экономики технологии эксплуатации транспортировки технологии техники безопасности и пр.
Курсовое проектирование деталей машин часть 1; А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа 1982г.
Курсовое проектирование деталей машин часть 2; А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа 1982г.
Детали машин; М.Н.Иванов – 5-е изд. - М.: Высшая школа. 1991г.
Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин И.М.Чернин Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.1986г.
Детали машин проектирование; Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2001г.
Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.: Высшая школа 1984г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2001г.
Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа 2000г.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1978г.
Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский К.Н.Боков И.М.Чернин и др. – 2-е изд. – М.: Машиностроение 1988г.