Двухступенчатый цилиндрический редуктор

Вал.dwg

СМДМ.02.48.186.01.011
* Размеры для справок.
** Размер обеспеченный инструментом.

РЕДУКТОР.dwg

колесо зубчатое.dwg

СМДМ.02.48.186.01.012
Неуказанные размеры радиусов 1
Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения

привод.dwg

СМДМ.02.48.186.00.000.СБ
ленточного транспортера
Техническая характеристика
Крутящий момент на тихоходном валу 382
Скорость вращения тихоходного вала 1
Общее передаточное число привода 30
Мощность электродвигателя 5
Частота вращения вала электродвигателя 2880 обмин

шкив.dwg

СМДМ.02.48.186.00.004
Балансировать статически. допустимый дисбаланс - 6 г

СОДЕРЖАНИЕ.docx

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ9
РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ13
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ19
1. Выбор материала и назначение термической обработки19
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба20
3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колес22
4. Силы в зацеплении26
5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба27
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ29
1. Выбор материала и назначение термической обработки29
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба30
3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колес31
4. Силы в зацеплении35
5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба36
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА38
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН КОЛЕС И ШКИВОВ40
3. Вал шестерня быстроходной ступени43
4. Цилиндрическое косозубое колесо быстроходной ступени43
5. Цилиндрическая прямозубая шестерня тихоходной ступени44
6. Цилиндрическое прямозубое колесо тихоходной ступени45
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА46
ВЫБОР МУФТЫ НА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОМ ВАЛУ48
ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА49
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА52
2. Промежуточный вал58
3. Технологический вал65
ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ70
ПОДБОР ШПОНОК И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.71
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РУДЕКТОРА НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ.74
2. Промежуточный вал.77
3. Технологический вал.80
СМАЗКА ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ85
Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются 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.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДНОЙ СТАНЦИИ
Определяем КПД привода:
где рем - КПД ременной передачи. Принимаем рем = 096
под - КПД пары подшипников качения. Принимаем под = 099
быстр - КПД быстроходной ступени. Принимаем быстр = 097
тих - КПД тихоходной ступени. Принимаем тих = 097
муф - КПД муфты. Принимаем муф = 098
Данные взяты из таблицы 1.1 [2].
Подставляя численные значения получим
Определяем требуемую мощность двигателя:
где Pт – мощность затрачиваемая на технологический процесс. Pт = 38 кВт принимаем из задания на курсовой проект.
Определяем требуемую частоту вращения вала двигателя:
где nт - частота вращения технологического вала. Принимаем nт = 95 мин-1 принимаем из задания на курсовой проект.
Uрем – передаточной отношение ременной передачи. Принимаем Uрем = 2 (таблица 1.1 [2]).
Uред - передаточной отношение редуктора. Принимаем Uред = 125 (таблица 1.1 [2]).
В таблице П1 [2] по требуемой мощности и частоте вращения выбираем электродвигатель М100L2У3 с синхронной частотой вращения 3000 обмин и номинальной мощностью 55 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдв = 2880 обмин.
Определяем общее передаточное отношение привода:
Определяем передаточные числа ступеней редуктора исходя из соотношений взятых в таблице 1.3 [2].
Определяем частоты вращения и угловые скорости вращения валов при чем за частоту вращения первого вала принимаем nдв:
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Промежуточный вал редуктора
Технологический вал редуктора
Определяем мощности на валах привода с учетом потерь:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Полученные результаты расчетов сводим в таблицу 1.1.
РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
По номограмме (рис 5.2. [6]) в зависимости от определенных ранее мощности Р1 = 442 кВт и частоте вращения nдв=2880 обмин принимаем сечение клинового ремня А.
Из таблице 5.4. стр. 87 [6] в зависимости от выбранного типа ремня и предаваемого вращающего момента выбираем диаметр меньшего шкива передачи который равен dmin = 90 мм
По рекомендации стр. 85 [6] принимаем из стандартного ряда шкив диаметром d1=140 мм.
Определяем расчётный диаметр ведомого шкива
где U - передаточное отношение ременной передачи U = 2;
- коэффициент скольжении = 001 002 стр. 81 [6]
Подставляя численные значения получим:
Округляем d2 до стандартного стр. 426 [6] ближайший стандартный диаметр d2 = 280 мм.
Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:
Отклонение составляет 2 % что меньше допустимого 3 %.
Вычисляем ориентировочное межосевое расстояние:
где h - высота сечения ремня мм. Принимаем h = 8мм (табл. К31 [6]).
Вычисляем расчётную длину ремня.
По конструктивным соображениям принимаем стандартную lр =1600 мм.
Определяем фактическое межосевое расстояние при выбранной длине ремня:
Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива.
Полученный результат больше допустимого что удовлетворяет условию
Определяем скорость ремня и сравниваем ее с максимально допустимой:
где d1 - диаметр ведущего шкива мм;
n1 - частота вращение ведущего шкива обмин;
[] – допускаемая скорость мс. Для клиновых ремней [] = 25мс.
Полученный результат меньше допустимого что удовлетворяет условию
Проверяем долговечность ремня по числу пробегов ремня в секунду.
где [U] – допускаемая частота пробегов с-1. [U] = 30 с-1.
По таблице 5.5 стр.86 [6]. Интерполированием определяем допускаемую приведённую мощность передаваемую одним ремнём [Р0] кВт.
Вычисляем допускаемую мощность кВт передаваемую одним ремнём в условиях эксплуатации:
где Ср - коэффициент динамической нагрузки и режима работы.
Сα - коэффициент обхвата. Принимаем Сα = 0944.
Сl - коэффициент длины ремня. Принимаем Сl = 099.
Данные взяты из таблицы 5.2 [6].
Определяем количество клиновых ремней в комплекте передачи:
где Рдв - требуемая мощность двигателя
Принимаем z =2 ремня.
Определяем силу предварительного натяжения комплекта ремней.
Определим окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней Ft Н:
Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей Н:
Определяем силу давления ремней действующую на вал:
Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max Нмм2.
где 1 - напряжение растяжения Нмм2.
и - напряжение изгиба Нмм2.
- напряжение от центробежных сил Нмм2.
[]р - допускаемое напряжение растяжения. Для клиновых ремней
Напряжение растяжения
где А - площадь поперечного сечения ремня мм2.
Принимаем А = 81 мм2 (таблицы К31 [6]).
где Еи - модуль продольной упругости при изгибе Нмм2
Еи = 80 100 Нмм2 принимаем Еи= 90 Нмм2.
Напряжение от центробежных сил
где ρ - плотность материала ремня кгм3 ρ = 1250 1400 принимаем
Полученный результат меньше допустимого что удовлетворяет условию.
Условие прочности выполняется.
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Выбор материала и назначение термической обработки
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи по таблице 3.2 [6] выбираем марку стали и термообработку шестерни и колеса.
Выбираем Сталь 40Х с термообработкой улучшением.
По той же таблице выбираем твердость колеса
Определяем твердость зубьев шестерни с учетом разности в твердости зубьев шестерни и колеса в проеделах:
Принимаем HB1ср = 2785
Из этой же таблицы выписываем пределы текучести материалов шестерни и колеса
Т1 = 750 Мпа Т2 = 640 Мпа
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Определяем допускаемое контактное напряжение отдельно для материала шестерни и колеса:
где Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов
KHL – коэффициент долговечности. Принимаем KHL = 1
[SH] – коэффициент безопасности. Принимаем [SH] = 11
По таблице 3.2 [5] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:
Тогда допускаемые контактные напряжения:
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 [5]:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
Требуемое условие выполнено:
Определяем допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса по формуле
где [F]1 и [F]2 – допускаемые напряжения изгиба соответственно для
KFL – коэффициент долговечности при длительной работе передачи.
[FO]1 и [FO]2 – допускаемые напряжения изгиба соответственно для
шестерни и колеса. Допускаемые напряжения изгиба
шестерни принимаем [FO]1 = 310 Нмм2 а допускаемое
напряжение для колеса определим по формуле:
3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
Выписываем вращающие моменты на валу шестерни Т2 и валу колеса Т3 а также угловые скорости первичного 2 и промежуточного 3 валов редуктора определенные в кинематическом расчете привода:
Принимаем расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния ba = b2аw выбрать из стандартного ряда с учетом несимметричного расположения колес. Принимаем ba = 04 (см. с 118[2]).
Вычислим коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни по формуле
Интерполированием расчитываем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев KH и KF в зависимости от коэффициента ширины венца колеса d по таблицам 9.1 и 9.2 [4]
Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев:
Принимаем аw=100 мм так как данное значение ближайшее по ГОСТ 2185-66
Определяем предварительные размеры колеса:
Определяем нормальный модуль косозубой передачи из условия обеспечения равной контактной и изгибной прочности зубьев по формуле
где Km – вспомогательный коэффициент для косозубых передач Km = 68
Полученное значение нормального модуля округляем в большую сторону по СТ СЭВ 310-76 по таблице 8.1 [4]. Принимаем m = 10 мм.
Предварительно вычислим минимальный угол наклона зубьев:
Угол min определим то таблицам с точностью до минуты min = 5048’
Суммарное число зубьев передачи
zΣ – принимаем как целое число zΣ = 199
Фактический угол наклона зубьев
Угол определим то таблицам с точностью до минуты = 5042’
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1 = 37 зубьев
Определим фактическое передаточное число передачи
Отклонение от заданного составляет 06% что меньше допустимого ± 25%.
Определим основные геометрические размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительных окружностей
Фактическое межосевое расстояние
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
4. Силы в зацеплении
Определим силы действующие в зацеплении косозубых колес:
Определим окружную скорость в зацеплении
Назначим степень точности их изготовления по таблице 8.2 [4]
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 9-ю степень точности.
5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба
Уточним коэффициент ширины венца колеса
По таблице 4.3 [6] при помощи интерполирования определяем коэффициенты динамической нагрузки KHv и KFv
По таблице 4.3 [6] при помощи интерполирования определяем коэффициенты динамической нагрузки KHα
Определим фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию:
Определяем процент недогрузки
Процент недогрузки составляет 319% что менее допускаемых 10%
Вычислим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса
По величинам zv1 и zv2 выбираем коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2 по таблице 4.4 [6] при помощи интерполирования
Проверим прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяем твердость зубьев шестерни с учетом разности в твердости зубьев шестерни и колеса в пределах:
Определим допускаемое контактное напряжение по материалу колеса как менее прочного по сравнению с прочностью материала шестерни по формуле:
Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса
шестерни и колеса определим по формуле:
Принимаем аw=160 мм так как данное значение ближайшее по ГОСТ 2185-66
Определяем нормальный модуль из условия обеспечения равной контактной и изгибной прочности зубьев по формуле
Полученное значение нормального модуля округляем в большую сторону по СТ СЭВ 310-76 по таблице 8.1 [4]. Принимаем m = 15 мм.
zΣ – принимаем как целое число zΣ = 214
Принимаем z1 = 49 зубьев
Отклонение от заданного составляет 175% что меньше допустимого ± 25%.
Процент недогрузки составляет 108% что не удовлетворяет условию так как допускаемый процент недогрузки до 10% но принимаем его удовлетворительным так как расхождение незначительно.
По величинам z3 и z3 выбираем коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2 по таблице 4.4 [6] при помощи интерполирования
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[5]:
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 25 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 25 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 35 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 35 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала 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.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН КОЛЕС И ШКИВОВ
Так как = 21 мс ведущий шкив изготовим литой из чугуна с размерами:
Диаметр ступицы определим по формуле
где dдв – диаметр вала двигателя dдв = 28 мм
Принимаем dстш1 = 46
Принимаем lст2 = 60 мм
Так как диаметр шкива по таблице 2.5.7. [Курмаз] принимаем конструкцию шкива с диском.
По тойже таблице определяем размеры профиля канавок:
Наружный диаметр шкива:
Принимаем ш1 = 11 мм.
Так как = 21 мс ведомый шкив изготовим литой из чугуна с размерами:
где dвал – диаметр выходного конва ведущего вала dвал = 18 мм
Принимаем dстш1 = 36
Принимаем lст2 = 36 мм
Так как диаметр шкива по таблице 2.5.7. [Курмаз] принимаем конструкцию шкива со спицами.
Определим число спиц:
Так как рекомендуется nсп ≥ 3 принимаем nсп ≥ 3.
Размеры спиц элептического сечения:
Принимаем a1 = 13 a2 = 11 мм c1 = 33 мм c2 = 26 мм.
3. Вал шестерня быстроходной ступени
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют изготовить вал заодно с шестерней.
Размер фаски выполненной на торцах зубьев определим по формуле
Округлим до стандартного значения в соответствии с таблицей 10.1 [6]. Принимаем f = 12
4. Цилиндрическое косозубое колесо быстроходной ступени
Цилиндрическое косозубое колесо быстроходной ступени кованное с размерами:
где dк2 – диаметр вала под колесом dк2 = 35 мм
Принимаем lст2 = 42 мм
Так как рекомендуется о2 ≥ 8 мм принимаем о2 = 8 мм.
Принимаем с2 = 10 мм
5. Цилиндрическая прямозубая шестерня тихоходной ступени
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длину посадочного участка назовем по аналогии lст3 = b3 = 68 мм.
Округлим до стандартного значения в соответствии с таблицей 10.1 [6]. Принимаем f = 20
6. Цилиндрическое прямозубое колесо тихоходной ступени
Цилиндрическое прямозубое колесо быстроходной ступени кованное с размерами:
где dк4 – диаметр вала под колесом dк4 = 55 мм
Принимаем lст4 = 68 мм
Так как рекомендуется о4 ≥ 8 мм принимаем о4 = 8 мм.
Принимаем с4 = 16 мм
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Перед началом расчетов условимся обозначать параметры крышки с индексом 2>.
Толщина стенок корпуса и крышки:
Так как рекомендуется 1 ≥ 8 мм принимаем 1 = 8 мм.
Так как рекомендуется 2 ≥ 8 мм принимаем 2 = 8 мм.
Определяем толщину поясов корпуса и крышки.
Верхний пояс корпуса и крышки определим по формуле:
Так как толщина стенки корпуса редуктора равна толщине стенки крышки следовательно толщина пояса крышки будет равна толщине пояса корпуса b1= b2= 12 мм.
Нижний пояс корпуса выполним без бобышки:
Принимаем р = 20 мм.
Толщина ребер корпуса
Так как толщина стенки корпуса редуктора равна толщине стенки крышки следовательно толщина ребар крышки будет равна толщине ребер корпуса m1= m2= 8 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
Принимаем болты с резьбой М16.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников:
Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов скрепляющих крышку с корпусом:
Принимаем болты с резьбой М10.
Размеры определяющие положение болтов d2:
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
ВЫБОР МУФТЫ НА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОМ ВАЛУ
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой ГОСТ 21425-93. 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 примем равными:
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
где kр - коэффициент учитывающий условия эксплуатации. Его значения приведены в таблице 11.3[1]. Принимаем kр = 12
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 500-45-I.2 ГОСТ 21424-93 (таблица 13.3.1[3]).
ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения реакции и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии - оси валов на расстоянии aw1 = 100 мм и aw2 = 1605 мм.
По найденным выше размерам вычерчиваем упрощенно шестерни и колеса в виде прямоугольников; шестерня быстроходной ступени выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
Принимаем А1 = 10 мм
принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем подшипники отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y = 12 мм (для установки мазеудерживающего кольца) на ведущем и промежуточном валах роликовые конические средней серии а на технологическом валу – шариковый радиальный однорядный. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dnl = 25 мм dn2 = 30 мм и dn3 = 50 мм (см. рис. 12.3 и 12.5).
По таблицам К27 и К29 [6] имеем:
Условное обозначение подшипника
При установке подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам координатных площадок. Для однорядных конических роликоподшипников 7205 определяем по формуле:
где B1 – ширина подшипника
D1 – наружный диаметр
d1 – внутренний диаметр
Для однорядных конических роликоподшипников 7206 определяем по формуле:
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.
Глубина гнезда подшипника
где B – ширина подшипника. Так как наиболее широким является подшипник 310 B = 20 мм расчет произведем для данного подшипника
Принимаем lг = 40 мм.
По таблице К15 [6] принимаем крышку для которой определим толщину фланца крышки подшипника H = 12 мм. По этойже таблице определяем что диаметр отверстия под болт крепления крышки равен 9 мм следовательно принимаем болт с резьбой М8 по ГОСТ 7798-70 с высотой головки H = 55 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом шкива на ведущем валу равный 10 мм.
По таблице К16 [6] принимаем крышку выходного конца технологического вала для которой определим толщину фланца крышки подшипника H = 15 мм. По этойже таблице определяем что диаметр отверстия под болт крепления крышки равен 11 мм следовательно принимаем болт с резьбой М10 по ГОСТ 7798-70 с высотой головки H = 7 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом ступицы муфты равный 10 мм.
Измерением устанавливаем расстояния на валах между реакциями опор и силами приложенными на валах.
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Подбираем подшипник качения для ведущего вала по следующим данным:
Вращающий момент на валу:
Частота вращения вала:
Силы действующие в зацеплении:
Диаметр делительной окружности шестерни:
Диаметр вала под подшипник:
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала рис.10.1.
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости XZ.
Рисунок 10.1. Ведущий вал.
Проверяем правильность определения реакций
Реакции определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов My в горизонтальной плоскости:
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости XY.
Строим эпюру изгибающих моментов Mx в вертикальной плоскости:
Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины шкива до середины шестерни. Крутящий момент равен:
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fоп может быть любым то при определении суммарных опорных реакций принимаем худший случай когда реакции от действия силы совпадают по направлению реакции опор.
Для выбранного ранее подшипника 7205 из таблицы К29 [6] выписываем динамическую грузоподъемность Cr статическую грузоподъемность Со размеры подшипника d D T и коэффициенты осевого нагружения e и Y.
Определяем осевые составляющие сил
Определяем результирующие осевые нагрузки подшипников по схеме осевых сил по таблице 9.21 [5]
Так как Rs1 > Rs2 и Fa1 > 0 то Rа1 = Rs1 = 3119 Н
Принимаем расчетные коэффициенты V K и Kт (c.425[1])
V = 1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника
K = 13 – коэффициент безопасности при умеренных толчках
Kт – коэффициент учитывающий влияние температуры подшипника при to ≤ 100 oC. Принимаем Kт = 1.
Принимаем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок по таблице 9.18 [5]
Для подшипника 1 отношение
Эквивалентная нагрузка
Для подшипника 2 отношение
Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника 1.
Долговечность подшипников обеспечивается так как требуемая долговечность работы подшипников в зубчатых передачах 36×103 ч
Подшипники 7205 пригодны.
2. Промежуточный вал
Подбираем подшипник качения для промежуточного вала по следующим данным:
Диаметр делительной окружности колеса:
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала рис.10.2.
Рисунок 10.2. Промежуточный вал.
Знак минус показывает что направление реакции на схеме выбрано неверно
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости XY.
Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины колеса быстроходной ступени до середины шестерни тихоходной ступени. Крутящий момент равен:
Для выбранного ранее подшипника 7206 из таблицы К29 [6] выписываем динамическую грузоподъемность Cr статическую грузоподъемность Со размеры подшипника d D T и коэффициенты осевого нагружения e и Y.
Так как Rs3 Rs4 и Fa1 Rs4 - Rs3 то Rа4 = Rs4 = 52511 Н
Для подшипника 3 отношение
Для подшипника 4 отношение
Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника 4.
Подшипники 7206 пригодны.
3. Технологический вал
Определим радиальную консольную нагрузку от полумуфты действующую на выходном конце вала по формуле
Направление силы Fм принимаем противоположно передаваемой окружной силе Ft2 (худший вариант)
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала рис.10.3.
Рисунок 10.3. Технологический вал.
Для выбранного ранее подшипника 210 из таблицы К27 [6] выписываем динамическую грузоподъемность Cr статическую грузоподъемность Со размеры подшипника d D T .
Для подшипника 5 эквивалентная нагрузка
Для подшипника 6 эквивалентная нагрузка
Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника 5.
Подшипники 210 пригодны.
ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ
Вычерчиваем шестерни и колеса по конструктивным размерам найденным ранее шестерню быстроходной ступени выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии удаленные от середины редуктора.
Используя эти осевые линии вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью
стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр что и подшипники ( 25 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных так и при жидких смазочных материалах;
г) переход вала 25 мм к присоединительному концу 20 мм
выполняют на расстоянии 5 мм от торца крышки подшипника так чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала 20 мм определяется длиной ступицы шкива.
Аналогично конструируем узел промежуточного и технологического валов.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор.
ПОДБОР ШПОНОК И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
Выбираем шпонки для соединения шкива ременной передачи с выходным концом ведущего вала (шпонка 1) колеса быстроходной ступени с валом (шпонка 2) шестерни тихоходной ступени с валом (шпонка 3) колеса быстроходной ступени с валом (шпонка 4) и полумуфты с выходным концом технологического вала (шпонка 5). Для соединения полумуфты с валом примем шпонку по ГОСТ 23360-78 исполнение 3 для остальных соединений исполнение 1.
Шпонка 6 x 6 x 25 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 x 8 x 32 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 x 8 x 56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16 x 10 x 56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 3 - 14 x 9 x 80 ГОСТ 23360-78
Материал шпонок – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву не менее 590МПа.
Расчет шпоночных соединений будем производить исходя из напряжения смятия и условия прочности по формуле
где T – крутящий момент на валу
t1 – глубина паза вала
[см] – допускаемое напряжение смятия
при стальной ступице [см] = 100 120 МПа
при чугунной ступице [см] = 50 70 МПа
Материал шкива чугун СЧ 20
Удовлетворяет условию.
Материал колеса Сталь 40Х
Материал полумуфты чугун СЧ 20
Так как превышение незначительно принимаем шпонку годной.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РУДЕКТОРА НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ.
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S].
Принимаем [S] = 15 (с 267 [6])
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) т.е. Сталь 40Х термическая обработка - улучшение.
По табл. 3.3 [5]при диаметре заготовки до 120 мм (в нашем случае dal = 3919 мм) среднее значение в = 930 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Проверяем ведущий вал в сечении под шестерней. Концентрацию напряжений определяет соотношение диаметра впадин шестерни и диаметра соседней ступени вала d = 30 мм. Так как концентратором напряжений является ступенчатый переход галтелью r = 16 мм между диаметром впадин червяка и диаметром ступени с буртиком
По построенным эпюра изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях т всех действующих сил определяем суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней
Крутящий момент в сечении вала
Осевой момент сопротивления сечения определим по формуле
Полярный момент сопротивления сечения определим по формуле
Амплитуда нормальных напряжений изменяющихся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений изменяющихся по отнулевому циклу:
Коэффициенты снижения пределов выносливости определяем по формуле:
где K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений. По
таблице 11.2 [6] принимаем K = 20 K = 165
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного
сечения. По таблице 11.3 [6] принимаем Kd =077
KF – коэффициент влияния шероховатости. По
таблице 11.4 [6] принимаем KF =10
Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
Условие выполняется. Прочность вала обеспечена.
2. Промежуточный вал.
Выбираем материал вала по таблице 3.3 [5].
Принимаем Сталь 45 термическая обработка – улучшение при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d = 47 мм) среднее значение в = 780 МПа.
Проверяем промежуточный вал в сечении под шестерней тихоходной ступени. Концентрацию напряжений определяет посадка колеса с натягом и шпоночный паз.
Так как в расчетном сечении действует два источника концентрации напряжений определим наиболее опасный из отношения
Для шпоночного паза по таблицам 11.2 и 11.3 [6] K = 20
Для посадки с натягом по таблице 11.2 [6]
Наиболее опасным является посадка с натягом для которой и произведем расчет коэффициента запаса прочности.
где KF – коэффициент влияния шероховатости. По
3. Технологический вал.
Принимаем Сталь 45 термическая обработка – улучшение при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d = 70 мм) среднее значение в = 780 МПа.
Проверяем технологический вал в сечении под колесом. Концентрацию напряжений определяет посадка колеса с натягом и шпоночный паз.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники предварительно нагретые в масле до 80 100 0C.
На ведомый и промежуточный валы закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса предварительно покрыв поверхность 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 на ведомый вал надевают распорные кольца в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Затем проверяется проворачивание валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.
В ЕСПД преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отклонением Н.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в таблице 10.13 [5].
Посадка шкива ременной передачи на ведущий вал
Посадка зубчатого колеса на промежуточный вал
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Посадка полумуфты на технологический вал
Посадки всех без исключения распорных втулок и колец
Остальные посадки назначаем пользуясь данными тойже таблицы.
СМАЗКА ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так чтобы венцы колес были в него погружены.
Объем масла заливаемого в масляную ванну определим оп формуле:
где N - мощность передаваемая редуктором. N = 38 кВт
Рекомендуемую кинематическая вязкость масла определим из таблицы 10.8 [5]. Принимаем 28×10-6м2с
По таблице 10.10 [5] определим марку масла. Принимаем И - 30А
Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 [1]) периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
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 ленточного транспортера 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.
Аркуша АИ. Фролов М.И. техническая механика. М. высшая школа 1983
Детали машин и основы конструирования Часть 1Методическое пособие по выполнению курсового проекта для студентов специальностей агроинженерии. Минск: БГАТУ 2007.
Детали машин. Проектирование: учебное пособие Л.В. Курмаз А.Т. Скойбеда. – 2-е издание испр. И доп. – Мн.: УП «Технопринт» 2002
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для машиностроит. Спец. Техникумов. – 3-е изд. перераб. И доп. –М.: высшая школа 1984
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин .-М.; «Машиностроение» 1987
Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. –М.: Высшая школа 1991. 432с.

Реферат.docx

Курсовой проект по деталям машин студента 4-го курса группы 37 ЗМПТ факультета механизации сельского хозяйства
Алексейкова Сергея Михайловича
включает 88 страниц пояснительной записки формата А4.
Графическая часть проекта включает 2 формата А1 на которых представлены сборочные чертежи редуктора и приводной станции и 3 листа форматас рабочими чертежами промежуточного вала зубчатого колеса и ведомого шкива.
Цель работы состояла в том чтобы разработать приводную станцию к ленточному транспортеру.
Были выполнены расчеты: кинематический ременной передачи конической передачи цилиндрической передачи валов редуктора подшипников муфты шпоночных соединений смазки.
Перечень ключевых слов: редуктор подшипник вал-шестерня зубчатое колесо шестерня вал сила опора корпус редуктор передача шкив шпонка крышка подшипника манжета крышка и др.
Представлены все этапы расчета и проектирования двухступеньчатого цилиндрического редуктора.

Описание.docx

Двухступенчатый цилиндрический редуктор
Курсовой проект. Были выполнены расчеты: кинематический ременной передачи конической передачи цилиндрической передачи валов редуктора подшипников муфты шпоночных соединений смазки. Представлены все этапы расчета и проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора.
Проектирование приводной станции к ленточному транспортеру
Курсовой проект по предмету: «Детали машин и основы конструирования».
Цель работы состояла в том чтобы разработать приводную станцию к ленточному транспортеру.
Были выполнены расчеты: кинематический ременной передачи конической передачи цилиндрической передачи валов редуктора подшипников муфты шпоночных соединений смазки.
Перечень ключевых слов: редуктор подшипник вал-шестерня зубчатое колесо шестерня вал сила опора корпус редуктор передача шкив шпонка крышка подшипника манжета крышка и др.
Представлены все этапы расчета и проектирования двухступеньчатого цилиндрического редуктора.
Список чертежей: редуктор ведомый шкив приводная станция ленточного транспортера вал колесо зубчатое.
Кинематический и энергетический расчеты приводной станции
Расчет ременной передачи
Расчет быстроходной цилиндрической косозубой передачи
1. Выбор материала и назначение термической обработки
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
4. Силы в зацеплении
5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба
Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи
Проектировочный расчет валов редуктора
Конструктивные размеры шестерен колес и шкивов
3. Вал шестерня быстроходной ступени
4. Цилиндрическое косозубое колесо быстроходной ступени
5. Цилиндрическая прямозубая шестерня тихоходной ступени
6. Цилиндрическое прямозубое колесо тихоходной ступени
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Выбор муфты на технологическом валу
Первый этап компоновки редуктора
Подбор подшипников для валов редуктора
2. Промежуточный вал
3. Технологический вал
Второй этап эскизной компоновки
Подбор шпонок и расчет шпоночных соединений
Проверочный расчет валов редуктора на сопротивление усталости.
2. Промежуточный вал.
3. Технологический вал.
Смазка передач и подшипников
Чертежи выполнены в Autocad и Компас.

приводная станция.doc

СМДМ.02.48.00.000.СБ
Приводная станция ленточного транспортера
Шайба C.16.31 ГОСТ 11371

титульный.docx

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ
«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
ФАКУЛЬТЕТ МЕХАНИЗАЦИИ СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
Кафедра «Сопротивление
материалов и детали машин»
По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
На тему: «Проектирование приводной станции к ленточному транспортеру»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Руководитель : Н.С. Примаков

Ведомость проекта.doc

СМДМ.02.48.186.00.000.ПЗ
Пояснительная записка
СМДМ.02.48.186.01.000.СБ
СМДМ.02.48.186.00.000.СБ
ленточного транспортера
СМДМ.02.48.186.01.011
СМДМ.02.48.186.01.012
СМДМ.02.48.186.00.004
СМДМ.02.48.186.00.000

редуктор.doc

СМДМ.02.48.01.000.СБ
Винт М6-6gX20.109.30ХГСА
Винт М8-6gX20.109.30ХГСА
Манжета 1.1-25x42-1
Манжета 1.1-50x70-1
Штифт 10x32 ГОСТ 3129-70