Привод, состоящий из червячной передачи и открытой цепной передачи

редуктор.frw

Редуктор цилиндрический
Маслоуказательная пробка
Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной эмалью
При сборке редуктора сначала отрегулировать подшипники
отрегулировать червячную передачу по пятну контакта
Техническая характерристика
Общее передаточное число 25
Технические требования
частота вращения тихоходного вала 38 мин
Вращающий момент на тихоходном валу 274 Нм
степень точности изготовления передачи 2
Коэффициент полезного действия 0
затем на тихоходном валу

привод.cdw

Привод пластинчатого
пластинчатого конвейера
Техническая характеристика.
Радиальное смещение валов не более:
Осевое смещение валов не более:
Технические требования
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Перекос валов не более:
Болт фундаментный М12

деталировка.frw

Неуказанные предельные отклонения размеров:
остальных t2 средн. кл. точности.
Неуказанные радиусы 3 мм max
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71
30..45 HRC кроме мест указанных особо
валов -t осталых ±t2 по ГОСТ25670 - 83
Число витков червяка
Делительный угол подъема
Наравление линии витка
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
280..300 HВ кроме мест указанных особо
валов -t осталых ±t2 по ГОСТ25670 - 83"

рама.cdw

*Размеры для справок
Сворочный шов по ГОСТ 5264-80
Варить електродом Э42 по ГОСТ 9467-75
Брызги и окалины зачистить

записка.doc

Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
- червячная передача;
- открытая цепная передача.
Сила на выходном элементе привода F = 5 кН.
Скорость на ленте (цепи) привода V = 02 мс.
Шаг тяговой звёздочки t = 65 мм.
Количество зубьев тяговой звёздочки Z = 14.
Коэффициент перегрузки Кп = 15.
Коэффициент годового использования Кг = 03.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 029.
Срок службы L = 5 лет.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - переменный.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт4
Расчёт 1-й червячной передачи7
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям11
3Проверка зубьев передачи на изгиб12
Расчёт 2-й цепной передачи14
Предварительный расчёт валов19
Конструктивные размеры шестерен и колёс21
1Червячное колесо 1-й передачи21
2Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи21
3Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи21
Выбор муфты на входном валу привода23
Проверка прочности шпоночных соединений25
1Червячное колесо 1-й червячной передачи25
2Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи25
3Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи26
Конструктивные размеры корпуса редуктора28
Расчёт реакций в опорах29
Построение эпюр моментов на валах32
1Расчёт моментов 1-го вала32
2Эпюры моментов 1-го вала33
3Расчёт моментов 2-го вала34
4Эпюры моментов 2-го вала35
Проверка долговечности подшипников38
Уточненный расчёт валов43
Тепловой расчёт редуктора46
Технология сборки редуктора49
Список использованной литературы51
Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях относящихся к объемной и контактной прочности материаловедению теплотехнике гидравлике теории упругости строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов теоретической механики машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки требуемая долговечность надежность КПД масса и габаритные размеры требования к уровню шума стоимость изделия эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты массу стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 001. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления в том числе умение использовать предшествующий опыт моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические с прямыми зубьями и косозубые гипоидные червячные глобоидные одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями среди которых основными являются КПД габаритные размеры масса плавность работы и вибронагруженность технологические требования предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач вида зацепления механических характеристик материалов необходимо учитывать что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85% в дорожных машинах - 75% в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- для закрытой червячной передачи: 1 = 085
- для открытой цепной передачи: 2 = 0925
Общий КПД привода будет:
= 1 · · n · подш.3 = 085 · 0925 · 0993 = 0763
где подш. = 099 - КПД одной пары подшипников.
Делительный диаметр тяговой звёздочки:
где t - шаг зубьев тяговой звёздочки Z - количество зубьев тяговой звёздочки.
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = = = 1311 кВт
Частота вращения приводного вала:
Выбор электродвигателя
Частота вращения вала n обмин
Передаточное число общее
Передаточное число цепной передачи
Передаточное число редуктора
Рекомендуемые передаточные числа 16 50
Выбираем вариант №3 4А90L6 так как он входит в диапазон рекомендуемых значений и по габаритам будет средних размеров
Oбщее передаточное отношение:
Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2] для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
n1 = nдвиг. = 949 об.мин.
= двиг. = 99379 радc.
n2 = = = 3796 об.мин.
n3 = = = 12653 об.мин.
P1 = Pтреб. · подш. = 1311 · 103 · 099 = 129789 Вт
P2 = P1 · 1 · подш. = 129789 · 085 · 099 = 1092174 Вт
P3 = P2 · 2 · подш. = 1092174 · 0925 · 099 = 1000159 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 13060003 Н·мм
T2 = = = 274760755 Н·мм
T3 = = = 754836981 Н·мм
По таблице 24.7(см. приложение учебника ДунаеваЛеликова) выбран электродвигатель 100L6 (исполнение IM1081) с синхронной частотой вращения 1000 обмин с мощностью Pдвиг.=22 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 949 обмин.
Передаточные числа и КПД передач
-я червячная передача
-я открытая цепная передача
Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Расчёт 1-й червячной передачи
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения то предварительно определяем её значение:
Vск = 0.45 · 10-3 · n(черв. кол.) · u · = 0.45 · 10-3 · 3796 = 2776 мс.
Выбираем для червяка сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим шлифованием.
Для червячного колеса по предварительно найденной скорости скольжения выбираем по табл. 2.14[2] материал 2-й группы БрА10Ж3Мц15 (отливка в кокиль).
Для данного материала червячного колеса допускаемое контактное напряжение будет:
[]H = []Ho - 25 · Vск
где []Ho = 250 МПа для червяков при твёрдости 350HB. Тогда:
[]H = 250 - 25 · 2776 = 1806 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:
[]Fo = 0.25 · т + 0.08 · в
Для выбранного материала червячного колеса т = 360 МПа в = 550 МПа тогда:
[]Fo = 0.25 · 360 + 0.08 · 550 = 134 МПа KFL - коэффициент долговечности.
где NFO = 106 - базовое число циклов нагружения;
NFE = 60 · n(кол.) · t · KFE
здесь: n(кол.) = 3796 обмин. - частота вращения червячного колеса;
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.
- Lг=5 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=03 - коэффициент годового использования.
- kс=029 - коэффициент суточного использования.
t = 365 · 5 · 1 · 8 · 03 · 029 = 12702 ч.
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
NFE = 60 · 3796 · 12702 · 04 = 1157203008
[]F = 0984 · 134 = 131856 МПа.
Предельно допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материала червячного колеса:
предельно допускаемые контактные напряжения:
[]Hmax = 2 · т = 2 · 360 = 720 МПа.
предельно допускаемые напряжения изгиба:
[]Fmax = 0.8 · т = 0.8 · 360 = 288 МПа.
Для полученной выше скорости скольжения выбираем число витков червяка z1 = 2.
Межосевое расстояние червячной передачи:
где Ka = 610 - для архимедового червяка; KH - коэффициент концентрации нагрузки при переменном режиме нагружения:
KH = 0.5 · (KHo + 1)
По графику (рис. 2.12[2]) для z1 = 2 принимаем KHo = 1072. Тогда:
KH = 0.5 · (1072 + 1) = 1036
Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону: для стандартной червячной пары - до стандартного числа: a = 140 мм
Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 · u = 2 · 25 = 50
Предварительно вычислим значение модуля червячной передачи:
m = (14 17) · = (14 17) · = 392 476 мм
Выбираем из стандартного ряда m = 4 мм.
Минимальное значение коэффициента диаметра червяка:
qmin = 0212 · z2 = 0212 · 50 = 106.
Коэффициент диаметра червяка:
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного q = 20.
Коэффициент смещения инструмента по условию неподрезания и незаострения зубьев по ГОСТу:
Угол подъёма линии витка червяка:
на делительном цилиндре:
на начальном цилиндре:
Фактическое передаточное число:
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0% что меньше чем допустимые 5% для одноступенчатого редуктора.
диаметр делительный:
d1 = q · m = 20 · 4 = 80 мм
диаметр начальный червяка:
d1 = m · (q + 2 · x) = 4 · (20 + 2 · 0) = 80 мм
диаметр вершин витков:
da1 = d1 + 2 · m = 80 + 2 · 4 = 88 мм
df1 = d1 - 24 · m = 80 - 24 · 4 = 704 мм
Длина b1 нарезанной части червяка:
b1 = (10 + 55 · x + z1) · m = (10 + 55 · 0 + 2) · 4 = 48 мм
Для шлифованного червяка при m10 мм полученную длину увеличиваем на 25 мм:
b1 = 48 + 25 = 73 мм
Полученную величину округляем в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1[2]: b1 = 72 мм.
Размеры червячного колеса:
d2 = z2 · m = 50 · 4 = 200 мм
диаметр вершин зубьев:
da2 = d2 + 2 · m · (1 + x) = 200 + 2 · 4 · (1 + 0) = 208 мм
df2 = d2 - 2 · m · (12 - x) = 200 - 2 · 4 · (12 + 0) = 1904 мм
диаметр колеса наибольший:
где для данного типа червяка k = 2 тогда:
Принимаем daM2 = 214 мм.
При z1 = 2 ширина венца червячного колеса:
b2 = 0355 · a = 0355 · 140 = 497 мм
Окружная скорость на начальном диаметре червяка:
Скорость скольжения в зацеплении:
По полученному значению Vск уточняем допускаемое контактное напряжение:
[]H = 250 - 25 · 3995 = 150125 МПа.
Для червячной передачи выбираем степень точности 7.
Окружная скорость червячного колеса:
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное контактное напряжение:
где Z = 5350 - для данного типа червяка; коэффициент нагрузки:
При полученной окружной скорости червячного колеса V2=3 мс принимаем значение KHv = 1. Коэффициент концентрации напряжений:
здесь = 197 - коэффициент деформации червяка по табл. 2.16[2]. Коэффициент X учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка. Коэффициент X вычисляют по формуле:
KH = 1 + · (1 - 064) = 1006
Тогда расчётное контактное напряжение:
0637 МПа []H = 150125 МПа
Приведённый угол трения (стр. 38[2]): = 1669o.
Коэффициент полезного действия червячной передачи:
окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa2 = = = 2747608 Н
окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 = 355908 Н
3Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
где YF2 - коэффициент формы зуба который выбирается в зависимости от:
По полученному значению выбираем (стр. 39[2]) YF2 = 1446. Тогда:
F = 956 МПа []F = 131856 МПа
Произведём проверку зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Tпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Kпер = Tпик T где T = Tmax - максимальный из длительно действующих (номинальный) момент.
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:
Hmax = H · = 140637 · = 172244 МПа []Hmax = 720 МПа
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:
Fmax = F · Kпер = 956 · 15 = 1434 МПа []Hmax = 288 МПа
Механические характеристики материалов червячной передачи
сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим шлифованием
Параметры червячной передачи мм
Межосевое расстояние aw
Ширина зубчатого венца колеса b2
Длина нарезаемой части
Коэффициент диаметра червяка q
Делительный угол витков
Угол обхвата червяка 2 град.
делительный d2 = dw2
Число витков червяка z1
Число зубьев колеса z2
Допускаемые значения
Коэффициент полезного действия
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба F Hмм2
Расчёт 2-й цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII[1] табл. 7.15).
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):
z1 = 31 - 2 · u = = 31 - 2 · 3 = 25
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1 · u = = 25 · 3 = 75
Тогда фактическое передаточное число:
% что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1] формулу 7.38[1] и пояснения к ней):
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп
kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 - коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния при a=(25 50) · t;
kн - коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту при автоматическом автоматическом регулировании натяжения цепи kн = 1;
kр = 1 - коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи в нашем случае при автоматическом регулировании;
Kсм = 08 - коэффициент учитывающий способ смазки
Кп = 1 - коэффициент учитывающий периодичность работы передачи в нашем случае - 1 смена.
Kэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 08 · 1 = 08.
Tведущей зв. = 274760755 Н·мм.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=37958 обмин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=36013 МПа.
t 28 · = 28 · = 175 мм.
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-1905-318 по ГОСТ 13568-97 имеющую t=1905 мм; разрушающую нагрузку Q=318 кН; массу q=19 кгм; Аоп=1058 мм2.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:
Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:
[p] = [p'] · [1 + 001 · (z1 - 17)] = 36013 · [1 + 001 · (25 - 17)] = 38894 МПа.
В этой формуле [p']=36013 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n1=37958 обмин и t=1905 мм. Условие p [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:
Lt = 2 · at + 05 · z + где
z = z1 + z2 = 25 + 75 = 100;
Lt = 2 · 40 + 05 · 100 + 131583.
Округляем до четного числа: Lt = 132.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:
a = 025 · t · (Lt - 05 · z + ) =
= 025 · 1905 · (132 - 05 · 100 + ) = 766049 мм
Принимаем: a = 766 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% то есть примерно на 766 · 0004 = 3 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):
= 1905 · · 1191 = 160439 мм;
= 1905 · · 1191 = 464162 мм;
где d1 = 1191 мм - диаметр ролика цепи.
Силы действующие на цепь:
Ftц = 3628485 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv = q · V2 = 19 · 03012 = 0172 H;
где масса одного метра цепи q=19 кгм по табл. 7.15[1];
Ff = 9.81 · kf · q · a = 9.81 · 15 · 19 · 0766 = 21416 H;
где kf=15 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151[1]).
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Ftц + 2 · Ff = 3628485 + 2 · 21416 = 3671317 H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:
Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s]=7312 (см. табл. 7.19[1]); следовательно условие прочности s>[s] выполнено.
Толщина диска звёздочки:
93 · Ввн = 0.93 · 127 = 11811 = 12 мм где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).
Параметры цепной передачи мм
Диаметр делительной окружности звёздочек:
Диаметр окружности выступов звёздочек:
Диаметр окружности впадин звёздочек:
Сила давления на вал Fв Н
Частота вращения ведущей звёздочки n1 обмин
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи pц Hмм2
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 2-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 63 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 28 мм.
Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 63 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 60 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Диаметры валов по сечениям
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 2-м элементом (червяком) диаметр вала:
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под свободным (присоединительным) концом вала:
Под 1-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Длины участков валов мм
Длины участков валов между
Конструктивные размеры шестерен и колёс
1Червячное колесо 1-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) · dвала = 15 · 55 = 825 мм. = 82 мм.
Длина ступицы: Lступ = (12 17) · dвала = 14 · 55 = 77 мм = 497 мм.
Толщина обода: о = 2 · mn = 2 · 4 = 8 мм
где mn = 4 мм - модуль зацепления.
Толщина диска: С = 025 · b2 = 025 · 497 = 12425 мм = 12 мм.
где b2 = 497 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = df2 - 4 · o = 1904 - 4 · 8 = 1584 мм = 158 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (158 + 82) = 120 мм
где Doбода = 158 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. =
Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (12 14) · m = 13 · 4 = 52 мм.
Подбираем стандартный болт M6.
2Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) · dвала = 15 · 45 = 675 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = 15 · 45 = 675 мм = 68 мм.
Толщина обода: о = 15 · (De1 - dд1) = 15 · (160439 - 151995) = 12666 мм = 13 мм.
где De1 = 160439 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 151995 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg · h = 1905 · ctg · 182 = 127136 мм = 127 мм.
где t1 = 1905 мм - шаг цепи; h = 182 мм - высота звена.
Толщина диска: С = (12 15) · o = 12 · 13 = 156 мм = 16 мм.
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.) = 05 · (127 + 68) = 975 мм = 98 мм
где Dc = 127 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий: Dотв. = 1475 мм = 14 мм.
3Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) · dвала = 16 · 63 = 1008 мм. = 101 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = 15 · 63 = 945 мм = 94 мм.
Толщина обода: о = 15 · (De2 - dд2) = 15 · (464162 - 454918) = 13866 мм = 14 мм.
где De2 = 464162 мм - диаметр вершин зубьев; dд2 = 454918 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg · h = 1905 · ctg · 182 = 430859 мм = 431 мм.
Толщина диска: С = (12 15) · o = 12 · 14 = 168 мм = 17 мм.
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.) = 05 · (431 + 101) = 266 мм = 267 мм
где Dc = 431 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий: Dотв. = 825 мм = 82 мм.
Выбор муфты на входном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 28 мм;
d(1-го вала) = 28 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 1306 = 1959 Н·м
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 125-28-I.1-28-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
см. = 032 МПа [см] = 18МПа
здесь zc=4 - число пальцев; Do=78 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал равна:
где: Сr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; r = 03 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 03 = 1620 Н.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-28-I.1-28-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Проверка прочности шпоночных соединений
1Червячное колесо 1-й червячной передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
где Т = 274760755 Н·мм - момент на валу; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] = 06 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
где Т = 274760755 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
где Т = 754836981 Н·мм - момент на валу; dвала = 63 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Соединения элементов передач с валами
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по формуле:
= 1.3 · = 1.3 · = 5293 мм
Так как должно быть 8.0 мм принимаем = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
= 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм
Плоскости стенок встречающиеся под прямым углом сопрягают радиусом
r = 0.5 · = 0.5 · 8 = 4 мм. Плоскости стенок встречающиеся под тупым углом сопрягают радиусом R = 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 08 · = 08 · 8 = 64 мм.
Учитывая неточности литья размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2 4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота h которых принимается h = (04 05) · . Принимаем h = 05 · 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса 3 = 09 · = 09 · 5293 = 4763 мм.Так как должно быть 3 6.0 мм принимаем
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 125 · = 125 · = 8126 мм
Так как должно быть d 10.0 мм принимаем d = 10.0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (07 08) · d = 07 · 10 = 7 мм. Принимаем dшт = 8 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 · d = 1.25 · 10 = 125 мм. Принимаем dф = 16 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 25 · d = 25 · 16 = 40 мм.
Расчёт реакций в опорах
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fz2 = Fa2 = -2747608 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме):
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Суммарные реакции опор:
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Из условия равенства суммы сил нулю:
Fz3 = Fa3 = 355908 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме):
Построение эпюр моментов на валах
1Расчёт моментов 1-го вала
= = -10520396 H · мм
M1 = = = 201468404 H · мм
M2 = = = 113175696 H · мм
M = = = 189540 H · мм
2Эпюры моментов 1-го вала
3Расчёт моментов 2-го вала
= = 115646485 H · мм
= = 200305589 H · мм
M = = = 231292971 H · мм
= = 105769723 H · мм
M1 = = = 72382602 H · мм
M2 = = = 107244553 H · мм
4Эпюры моментов 2-го вала
Проверка долговечности подшипников
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 90 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 675 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1066984 + 9477 = 2014684 H;
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 1066984 + 25677 = 2751757 H.
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опоры от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Осевая сила действующая на вал: Fa = -2747608 Н.
Отношение 0041; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 03. Здесь Fa = -2747608 Н - осевая сила действующая на вал.
В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 03 · 2014684 = 501656 H;
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 03 · 2751757 = 685187 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники установленные враспор будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1 = = 685187 + 2747608 = 3432795 Н.
Pa2 = = 685187 + 2747608 = 685187 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт
где - Pr1 = 2014684 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 1704 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 04; Y = 203.
Тогда: Pэ = (04 · 1 · 2014684 + 203 · 3432795) · 16 · 1 = 12439116 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
Расчётная долговечность ч.:
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n1 = 949 обмин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0249 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 04; Y = 203.
Тогда: Pэ = (04 · 1 · 2751757 + 203 · 685187) · 16 · 1 = 12439116 H.
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
C = 56 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 40 кН - статическая грузоподъёмность.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 355908 Н.
Отношение 0009; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 037. Здесь Fa = 355908 Н - осевая сила действующая на вал.
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 037 · 6741301 = 2070253 H;
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 037 · 1787409 = 548913 H.
где - Pr1 = 6741301 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0307 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 6741301 + 0 · 2070253) · 16 · 1 = 10786082 H.
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n2 = 3796 обмин - частота вращения вала.
Отношение 1357 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1787409 + 0 · 2426161) · 16 · 1 = 10786082 H.
Выбираем шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720-75) 1212 легкой узкой серии со следующими параметрами:
d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 302 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 155 кН - статическая грузоподъёмность.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 0 Н.
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт
где - Pr2 = 1835659 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0; по таблице П4[1] выбираем для данного подшипника значение e = 019.
Отношение 0 e; тогда по табл. П4[1]: X = 1; Y = 341.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1835659 + 341 · 0) · 16 · 1 = 2937054 H.
L = = = 1087139 млн. об.
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n3 = 12653 обмин - частота вращения вала.
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии
шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720-75) 1212 легкой узкой серии
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = 13060003 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Червячный вал порверять на прочность не следует так как размеры его поперечных сечений принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=80мм da1=88мм df1=704мм) значительно превосходят те которые могли бы быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')
где F E=21 · 105 Н·мм2.
[f] = (0005 001) · m = 002 004 мм.
Таким образом жёсткость червяка обеспечена так как
Крутящий момент на валу Tкр. = 274760755 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
Wнетто = 12271846 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = 0181 МПа Fa = 355908 МПа - продольная сила
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
Wк нетто = 24543693 мм3
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 15. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.max = Kп · экв. = Кп · [ст.] где:
6 МПа здесь т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
экв.max = 15 · = 31791 МПа [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 073 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
где Ртр = 1311 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт(м2·oC). Тогда:
где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Температура лежит в пределах нормы.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 1311 = 0328 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 140637 МПа и скорости v = 3995 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10-6 мс2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Посадки элементов передач на валы - что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора - .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
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. Мазеудерживающие 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 цепного конвейера 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
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.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
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.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979 г. 367 с.
Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов 1975 г. 542 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин' 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа 1986 г. 402 c.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа 1984 г. 310 c.
'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов 1978 г. 311 c.
Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение 1983 г. 588 c.
'Подшипники качения': Справочник-каталог Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение 1984 г. 280 с.
'Проектирование механических передач' Под ред. С.А. Чернавского 5-е изд. М.: Машиностроение 1984 г. 558 c.