Редуктор конический одноступенчатый 2

Спецификация. Привод..dwg

Содержание.docx

Разработка кинематической схемы привода ковшового элеватора 5
1 Условия эксплуатации привода ковшового элеватора 5
2 Срок службы приводного устройства 5
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода 6
1 Определение мощности и частоты вращения двигателя 6
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней 8
3 Определение силовых и кинематических параметров привода 8
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых
Расчет закрытой конической передачи 11
Расчет открытой цилиндрической передачи 15
Нагрузки валов редуктора 19
Разработка сборочного чертежа редуктора 21
1 Выбор материала валов 21
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение 21
3 Определение геометрических параметров ступеней валов 21
4 Предварительный выбор подшипников качения 23
Расчетная схема валов редуктора 25
1 Быстроходный вал 25
Проверочный расчет подшипников 29
1 Быстроходный вал 29
Конструктивная компоновка привода 31
1 Конструирование зубчатых колес 31
2 Конструирование валов 32
3 Выбор соединений 32
4 Конструирование подшипниковых узлов 33
5 Конструирование корпуса редуктора 35
6 Конструирование элементов открытых передач 36
Проверочные расчеты 39
1 Проверочный расчет шпонок 39
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов 39
3 Уточненный расчет валов 40
Разработка рабочего проекта привода 42
1 Обоснование способа задания основных осевых размеров получаемых
на операциях токарной обработки 42
Технический уровень редуктора 45
1 Определение массы редуктора 45
2 Определение критерия технического уровня редуктора 45
3 Конструирование рамы 45
Список использованной литературы
Приложения (Спецификации Компоновка)

Спецификация.doc

Кольцо мазеудерживающее
Редуктор конический одноступенчатый

Введение.docx

Правила проектирования и оформления конструкторской документации устанавливают четыре стадии ее разработки: техническое задание эскизный проект технический проект рабочая документация. Курсовой проект представляется в виде пояснительной записки сборочного чертежа редуктора его деталировки и чертежа общего вида привода.
Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора привода ковшового элеватора.
Приводное устройство включает в себя двигатель цепную муфту конический редуктор цепную передачу барабан ковш ленту элеватора натяжное устройство.
Исходными данными для проектирования являются: тяговая сила цепи F=22 кН; скорость ленты V=15мс; диаметр барабана D=275 мм; угол наклона цепной передачи =30 град; допускаемое отклонение скорости ленты =3%; срок службы привода L=3 лет.
Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу рабочей машины понижения угловых скоростей и соответственно повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацепления и подшипников.
Основные требования предъявляемые к создаваемому приводу: надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Компановка.dwg

ПЗ ДМ.docx

Министерство Образования и Науки Кыргызской Республики
Кыргызский Государственный Технический Университет им. И. Раззакова
На выполнение курсового проекта по дисциплине
студентки группы ПИ1-08
Сыдыкназаровой Жылдыз
Привод ковшового элеватора
Исходные данные к проекту
Тяговая сила цепи: F=2.2 кН
Скорость ленты: V=1.5 мс
Диаметр барабана: D=275 мм
Угол наклона цепной передачи: =300
Допускаемое отклонение скорости ленты: =3%
Дата защиты проекта: 27.12.10
Задание выдал: Колосов А.С. 07.09.10
Задание приняла: Сыдыкназарова Ж. М.

Титульный лист.docx

Министерство Образования и Науки Кыргызской Республики
Кыргызский Государственный Технический Университет им. И. Раззакова
Факультет: Технологический
по дисциплине: “ДМ и ОК”
на тему: “Привод ковшового элеватора”
Руководитель: Колосов А. С.

Привод.dwg

Тип электродвигателя
Мощность электродвигателя
Вращающий момент на выходном
Частота вращения выходного
Технические требования
Все размеры для справок.
Допускаемое смещение валов
Вращающиеся детали привода закрыть ограждениями.
Техническая характеристика

СБ.dwg

Внешний окружной модуль
Средний угол наклона зуба
Угол делителного конуса
Нормальный исходный контур
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстий + валов - остальных
валов - отверстий - Н14.
Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Спецификация 1.doc

Болт М6х16 ГОСТ 7798-70
Винт М8х20 ГОСТ 1491-80
Шайба 12.65 ГОСТ 6408-70
Шайба 33.21 ГОСТ 11872-80
Штифт 4х12 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х28 ГОСТ 9464-79
Манжета Гост 8752-79

Редуктор 160-3,15.dwg

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 3
Крутящий момент на тихоходном валу Т
Скорость вращения быстроходного вала 1430 обмин.
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87.
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.
Внешний окружной модуль
Средний угол наклона зуба
Нормальный исходный контур
Угол делительного конуса
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-72
Характеристика зацепления

кинематика.docx

Тяговая сила цепи F кН
Диаметр барабана D мм
Угол наклона цепной передачи 0
Допускаемое отклонение
Срок службы привода Lг лет

РПЗ.docx

1. Разработка кинематической схемы
1 Условия эксплуатации
Проектируемый машинный агрегат служит приводом ковшового элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя вал которого через цепную муфту соединен с ведущим валом конического редуктора и открытой цепной передачей расположенной под углом 30º к горизонтали. Ведомая звездочка закреплена на приводном валу элеватора. Проектируемый привод работает в 2 смены в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
2 Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 7 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·7·082·8·2·1 = 33600 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. 15% ресурса тогда Lh = 33600085 = 28500 час.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 28500 час.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 22·15 = 330 кВт
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
зп = 097 – КПД закрытой зубчатой конической передачи
оп = 093 – КПД открытой цепной передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения
= 098·097·093·09952·099 = 0866.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 3300866 = 381 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 40 кВт
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Частота вращения рабочего вала привода
nрм = 6·104v(D) = 6·104·15(·275) =104 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Рекомендуемые значения передаточных чисел:
- для конической передачи 2÷63
- для открытой цепной 2÷5.
Принимаем для конической передачи среднее значение u1 = 315 тогда для открытой передачи
Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к следующим выводам: вариант 1 исключаем из-за того что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять из-за больших габаритов окончательно делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A100L4 (Рис.2.1).
Рис. 2.1 Электродвигатель марки 4A100L4
Основные размеры электродвигателя (мм) [1]
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
u = n1nрм =1430104= 1375
принимаем для конической передачи u1 = 315 тогда для открытой передачи
u2 = uu1 = 1375315 = 437
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв =1430 обмин 1 =143030 =1497 радс
n2 = n1u1 =1430315 = 454 обмин 2= 45430 = 475 радс
n3 = n2u2 = 454437 = 104 обмин 3= 10430 = 109 радс
Фактическое значение скорости грузовой цепи
v = Dn36·104 = ·275·1046·104 = 1497 мс
Отклонение фактического значения от заданного
= (150 – 1497)10015 = 02% 5%
Полученное значение намного меньше допускаемого
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрмпк = 3810·098·0995 = 3715 Вт
P2 = P1зппк = 3715·097·0995 = 3586 Вт
P3 = P2оппс = 3586·093·099 = 3300 Вт
Т1 = P11 = 37151497 = 248 Н·м
Т2 = 3586475 = 755 Н·м
Т3 = 3300109 = 3028 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем согласно рекомендациям [1c.52] сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53]
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
Допускаемые контактные напряжения:
где KHL – коэффициент долговечности
где NH0 = 1·107 [1c.55]
N = 573Lh = 573·475·285·103 = 788·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H1 = 18HB+67 = 18·248+67 = 513 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
[]H = 045([]H1 +[]H2) = 045(513+414) = 417 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199 МПа.
[]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Расчет закрытой конической передачи
Внешний делительный диаметр колеса (рис.4.1)
гдеKHB = 11 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для колес с круговыми зубьями;
= 185 – коэффициент вида конических колес
de2 = 165[(75510311315)(185·4172 )]13= 154 мм
Принимаем по ГОСТ 12289–766 de2 = 160 мм
Углы делительных конусов
сtg1 = u1 = 315 1 = 1761°
= 90o – 1 = 90o – 17o36’ = 7239o.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b
Re = de2(2sin2) = 160(2sin7239°) = 84 мм
где ybR = 0285 – коэффициент ширины колеса
Внешний окружной модуль
mte = 14T2KF (Fde2b[]F
где F = 1 – для колес с круговыми зубьями
КF = 108 – для колес с круговыми зубьями
mte = 14·755·103·108(10·160·24·199) = 149 мм.
принимаем mte = 15 мм
Число зубьев колеса и шестерни
z2 = de2mte = 16015 = 107
z1 = z2u1 =107315 = 34
Фактическое передаточное число конической передачи
u1 = z2z1 =10734 = 315
По таблице 4.6 [1c.68] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса хn1 = 019; хn2 = -019
Диаметры шестерни и колеса
de1 = mtez1 = 150·34 = 51 мм
Диаметры вершин зубьев
dae1 = de1+ 164(1+xn1)mtecos 1 = 51+164(1+019)150·cos1761°=5379 мм
dae2 = de2 + 164(1 – xn2)mtecos 2 =160 + 164(1 + 019)150·cos7239° =16088 мм
Диаметры впадин зубьев
dfe1=de1–164(12–xn1)mtecos 1 =51–164(12–019)15·cos1761° = 4863 мм
dfe2 = de2 – 164(12 + xn2)mtecos 2 = 160 – 164(12 – 019)15·cos7239°=15925 мм
Средние делительные диаметры
d1 0857de1 = 0857·51 = 4370 мм
d2 0857de2 = 0857·160 = 13712 мм
Рис. 4.1 Геометрические параметры конической зубчатой передачи
Силы действующие в зацеплении:
Ft= 2T2d2 = 2×755×10313712 = 1101 Н
радиальная для шестерни осевая для колеса
Fr1 = Fa2 = Ftγr = 1101·0208 = 229 H
где γr – коэффициент радиальной силы
γr = (044cos1 – 07sin1) = 044cos1761° – 07sin1761° = 0208
осевая для шестерни радиальная для колеса
Fa1= Fr2 = Ftγa = 1101·080 = 881 H
где γа – коэффициент осевой силы
γа = (044sin1 + 07cos1) = 044sin1761° + 07cos1761° = 080
Средняя окружная скорость.
V = 2d22103 = 475·137122103 = 33 мс.
Принимаем седьмую степень точности.
Расчетное контактное напряжение
где КН – коэффициент нагрузки
KH = KHαKHKHv =10×105·11 =1155
KHα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KH = 11–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]
KHv = 105 – динамический коэффициент [1c62]
Н = 47011011155[(3152+1)]12(185·24160)12 = 362 МПа
Недогрузка (417 – 362)100417=132 % > 10% - допускаемая недогрузка 10% поэтому принимаем ширину венца b = 22 мм тогда
Н = 47011011155[(3152+1)]12(185·22160)12 = 378 МПа
Недогрузка (417 – 378)100417= 93 % 10%
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(Fbmte)
где YF – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа зубьев
= 35° - угол наклона зубьев
zv1 = 34(cos1761°·cos335°) = 649 YF1 = 356
zv2 =107(cos7239°·cos335°) = 643 YF2 = 363
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
KFα = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]
KF = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КFv = 109 – коэффициент динамичности [1c. 62]
F2 = 356·10·1101·10·10·109(10·22·15) = 129 МПа []F2
F1 = 129·356363 = 127 МПа []F1
Так как расчетные напряжения H [H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Расчет открытой цепной передачи (рис.5.1)
где [p] = 25 МПа – допускаемое давление в шарнирах;
Кэ – коэффициент эксплуатации
где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки
Кс = 15 – смазка периодическая
К = 10 – положение передачи горизонтальное
Крег = 125 – нерегулируемая передача
Кр = 125 – работа в одну смену.
Кэ = 15125125 = 234.
Рис.5.1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи
z1 – число зубьев малой звездочки
z1 = 29 – 2u = 29 – 2437= 203
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 21
р = 28(7551032342125)13 = 195 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 2540 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 600 кН;
- масса одного метра цепи q = 26 кгм;
- диаметр валика d1 = 792 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 1588 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 255 МПа [1c.91].
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 21437 = 917
Фактическое передаточное число
u2 = z2z1 = 9121 = 433
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Межосевое расстояние
ар = 025Lp-05zc+[(Lp-05zc)2 – 82]05
где Lp – число звеньев цепи;
zc – суммарное число зубьев
zc =z1+z2 = 21+91 =112
= (z2 – z1)2 = (91 – 21)2 =1114
Lp = 2ap+05zc+2ap = 240+05112+1114240 = 1391
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно)
ар = 025140 – 05112+[(140 – 05112)2 – 811142]05 = 405
a = app = 4052540 = 1028 мм.
l = Lpp = 140·2540 =3556 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд1 = 2540[sin(18021)] = 170 мм
dд2 = 2540[sin(18091)] = 736 мм.
где К = 07 – коэффициент высоты зуба
λ– геометрическая характеристика зацепления
Кz – коэффициент числа зубьев
= рd1 = 2540792 = 321
Кz1 = ctg180z1 = ctg18021 = 663
Кz2 = ctg180z2 = ctg18091 = 2895
De1 = 2540(07+663 – 031321) = 184 мм
De2 = 2540(07+2895 – 031321) = 750 мм.
Df = dд – (d1 – 0175dд05)
Df1= 170 – (792 – 017517005) = 160 мм
Df2= 736 – (792 – 017573605) = 732 мм
b = 093b3 – 015 = 0931588 – 015 = 1462 мм
С = b+2r4 = 1462+216 = 178 мм
где r4 = 16 мм при шаге 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15103p = 15103254 = 590 обмин
Условие n = 462 [n] = 590 обмин выполняется.
U = 4z1n260Lp = 42145460140 = 454
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508p = 5082540 = 20
Условие U [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn260103 = 21254045460103 = 404 мс
Ft = Р2v = 3586·103404 = 888 H
Давление в шарнирах цепи
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 7921588 = 126 мм3.
р = 888234126 = 165 МПа.
Условие р [p] = 255 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
где Fv – центробежная сила;
F0 – натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2 = 264042 = 42 H
F0 = 98kfqa = 9835261028 = 90 H
где kf = 35 – для передачи с углом к горизонту 30º
s = 60000(1888+42+90) = 588 > [s] = 99 [1c.94].
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 115888 +290 = 1201 H.
где kв = 115 – коэффициент нагрузки вала.
Так как условия р [p] и s > [s] выполняются то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Нагрузки валов редуктора (рис.6.1)
Силы действующие в зацеплении конической передачи
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·24812 = 498 Н
Консольная силы действующие на тихоходный вал
Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи действующие на вал
Fвв= Fв sin = 1201sin30° = 600 H
Fвг = Fвcos = 1201cos30° =1040 H
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов редуктора
Разработка сборочного чертежа редуктора
1 Выбор материала валов
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
3 Определение геометрических параметров ступеней валов (рис.7.1)
Диаметр быстроходного вала
где Т1 – передаваемый момент;
d1 = (16·248·10310)13 = 23 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)32 = 2538 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)28 = 2842 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 28+222 = 324 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 30 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 06d2 =0630 = 18 мм.
Диаметр резьбы d5 > d2 принимаем d5 = М33
Диаметр вала под подшипник:
d4 > d5 принимаем d4 = 35 мм.
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (16·755·10315)13 = 29 мм
d2 = d1+2t = 28+222 = 32.4 мм
принимаем d2 = 35 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12535 = 44 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 35+3225 = 430 мм
принимаем d3 = 45 мм.
Рис. 7.1 Основные типоразмеры быстроходного вала
4. Предварительный выбор подшипников качения (рис.7.2)
Предварительно назначаем радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7207А для быстроходного вала и тихоходного вала.
Характеристика подшипника [1]
Внутренний диаметр подшипника мм
Наружный диаметр подшипника мм
Высота подшипника мм
Ширина наружного колеса подшипника мм
Ширина внутреннего колеса подшипника мм
Радиус монтажной фаски подшипника мм
Статическая грузоподъемность кН
Динамическая грузоподъемность кН
Рис.7.2 Подшипник серии №7207А
Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.
Выбираем способ смазывания: зубчатое зацепление смазывается за счет окунания шестерни в масляную ванну; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости мазеудерживающими кольцами.
Проводим горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала; затем проводим вертикальную линию - ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 1761º осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 82 мм.
Вычерчиваем шестерню и колесо причем ступицу колеса располагаем несимметрично.
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса 10 мм;
- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 10 мм;
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок.
Для конических роликоподшипников поправка а:
а = В2 + (d+D)e6 = 172+(35+72)0376 = 15 мм.
В результате этих построений получаем следующие размеры:
тихоходный вал: с1 = 86 мм: с2 = 42 мм; lоп = 77 мм.
Расчетная схема валов редуктора
Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость:
mA = 50Ft1 –102RBx +208Fм = 0
RВх = (50·1101+208·498)102 = 1555 Н
mB= 152Ft1 + 106Fм –102RAx = 0
RAx = (152·1101+ 106·498)102 = 2158 H
ΣХ = 0; Ft+ RBx – Fм– RAx =1101+1555– 498 – 2158 = 0
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
Mx1 =110150 = 551 Hм.
Mx2 = 498106 = 527 Hм.
Вертикальная плоскость:
mA = 50Fr +102RBy – Fad12 = 0
RBy = (881·43702 – 50229)102 = 76 H
mB = 152Fr –102RAy – Fad12 = 0
RAy = (152229 – 881·43702)102 = 153 H
ΣY = 0; ; RAy – Fr + RBy = 153 – 229 + 76 = 0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
My2= 76·152 + 50·153 = 192Нм
Суммарные реакции опор:
RА = (21582+1532)05 = 2163 H
RВ = (15552+ 762)05 = 1557 H
Ft1=1101 H; Fr2= 881 H; Fa2=229 H.
Fвг=1040 H; Fвв= 600 H.
Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.
mC = 42Ft2 – 77Fвв – 128RDx = 0
RDx = (42·1101 - 77600)128 = 1 H
mD = 205Fвв + 86Ft2 – 128RCx = 0
RCx = (205·600 + 86·1101)128 = 1700 H
ΣХ = 0; Ft2 + Fвв – RCx + RDx =1101+ 600 – 1700 – 1 = 0
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Mx2 = 60077 = 462 Нм.
mC= 77Fвг – 42Fr2 – 128RDy + Fа2d22 = 0
RDy = (77·1040– 42881 + 229·137122)128 = 459 H
mD = 86Fr2 + 205Fвг – 128RCy + Fr2d22 = 0
RCy = (86·881 +2051040+ 229·137122)128 =2380 H
ΣY = 0; Fr2 + Fвг + RDy – RCy = 881+1040– 2380 + 459 = 0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
My1 = 45986 = 395 Нм
My2 =104077 = 801 Нм
My3 = 1040119 – 2380·42 = 238 Нм
RC = (17002+23802)05 = 2925 H
RD = (12+ 4592)05 = 459 H
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Kб = 13 – коэффициент безопасности [1 c.133];
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 083eRA = 083·0372163 = 664 H
SB = 083eRB = 083·0371557 = 478 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaB = SA + Fa = 664+ 881 = 1545 H.
Проверяем подшипник А.
Отношение FaFr = 6642163=031 е; следовательно Х=10 Y= 0
Р = (10102163+0)1310 = 2812 Н.
Проверяем подшипник B.
Отношение FaFr =15451557=099 > е; следовательно Х=040 Y=162
Р = (040101557+162·1545)1310 = 4063 Н.
Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику В.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573L106)1333= 4063(573149728500106)1333 = 422 кH C = 484 кН
Условие Стр C выполняется значит намеченный подшипник №7207 подходит.
Расчетная долговечность подшипника
= 106(484103 4063)3333601430= 44959 часов > [L]
больше ресурса работы привода равного 28500 часов.
SC = 083eRC = 0830372925 = 898 H
SD = 083eRD = 083037459 =141 H.
FaD = SC + Fa = 898 + 229 =1127 H.
Проверяем подшипник C.
Отношение FaFr = 8982925= 031 e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10102925 +0)1310 = 3803 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение FaFr =1127459 = 25> e следовательно Х=04; Y= 162
Р = (0410459 +162·1127)1310 = 2612 Н
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику С
Стр = Р(573L106)13= 3803(57347528500106)13333 = 280 кH C = 484 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(484103 3803)333360454 =176531 часов > [L]
Условие Стр C и Lh > L выполняется значит намеченный подшипник №7307 подходит.
. Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес (рис.10.1)
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·45 = 70 мм.
lст = (12÷15)d3 = (12÷15)45 = 54÷68 мм
принимаем lст = 40 мм
S = 25mte + 2 = 2515 + 2 = 6 мм
С = 025b = 025·24 = 6 мм
Рис. 10.1 Конструктивные элементы колеса
2 Конструирование валов (рис.10.2)
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Размеры шестерни: dа1 = 5422 мм b1 = 22 мм =1761º
Фаска зубьев: n = 05m = 05150= 075 мм
принимаем n = 10 мм.
Рис. 10.2 Основные конструктивные размеры вала-шестерни конической
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых колес шкивов маховиков муфт и других деталей и служат для передачи крутящих моментов.
Наиболее часто применяются соединения с призматическими шпонками.
Размеры допуски посадки и предельные отклонения соединений с призматическими шпонками установлены ГОСТ 23360-78.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 (рис.10.3) так у нас мелкосерийное производство. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для конического колеса Н7р6 для подшипников при местном нагружении Н7.
Рис. 10.3 Шпонка призматическая со скругленными торцами
4Конструирование подшипниковых узлов
Для широкого диапазона габаритных размеров нагрузок и скоростей механизмов транспортных машин можно выделить следующий комплекс общих требований которым должен удовлетворять любой подшипниковый узел для обеспечения надежной работы установленных в нем опор качения.
Конструктивное и технологическое обеспечение соосности посадочных мест подшипников каждого из валов достигаемое как правило расточкой а если возможно шлифовкой на проход двух или нескольких гнезд под подшипники для каждого вала.
Возможное снижение числа стыков в элементах узла например использование стаканов и переходных втулок в которых вмонтированы подшипники лишь в тех случаях когда конструктивное решение без них было бы невозможным. Таким образом улучшаются соосность и отвод тепла от подшипника.
Обеспечение удобства монтажа-демонтажа подшипников и узла в целом.
Выбор посадок внутренних колец на вал и наружных колец в корпус с обеспечением жесткой связи за счет посадочного натяга для того кольца которое вращается вместе с валом или корпусом. При этом посадки с большими натягами допустимы лишь при очень больших и особенно при ударных нагрузках.
В узлах с радиально-упорными подшипниками (несдвоенного типа и немногоконтактными) обычно фиксируются односторонне оба подшипника причем предпочтителен заранее рассчитанный натяг осуществляемый пружинами или жесткими крышками с прокладками. При отсутствии особых требований к точности и жесткости узла допустима регулировка осевой игры парного комплекта подшипников в узких пределах.
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца (рис. 10.5) шириной 10 12 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений (рис.10.4) по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо (рис.10.4.1) а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и крышкой подшипника. Подшипниковый узел быстроходного вала собирается в отдельном стакане.
Рис. 10.4 Манжеты Рис. 10.5 Мазеудерживающие кольца
а) с круговыми канавками
б) с винтовой канавкой
5 Конструирование корпуса редуктора (рис.10.6)
Толщина стенки корпуса и крышки корпуса:
= 112Т2025 = 112755025 = 33 мм
Толщина нижнего пояса:
р = 235 = 2358 = 20 мм.
При межосевом расстоянии 160 мм диаметр фундаментных болтов М16 диаметр болтов у подшипников М12 [1c. 219].
Рис. 10.6 Корпус конического одноступенчатого
горизонтального редуктора
6Конструирование элементов открытых передач (рис.10.7)
Ведущая звездочка 1c.248
Диаметры выступов De1 = 184 мм
Ширина зуба: b = 1462 мм
Толщина диска: С = 178 мм
Диаметр ступицы внутренний d = 30 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 155d = 15530 = 465 мм
принимаем dст = 50 мм
Длина ступицы lст = (08 15)d = (08 15)30 = 24 45 мм
принимаем lст = 45 мм.
Диаметры выступов De2 = 750 мм.
Диаметр ступицы внутренний
d = (16·3028·10320)13 = 42 мм
принимаем d1 = 45 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 155d = 15545 = 698 мм
принимаем dст = 70 мм
Длина ступицы lст = (08 15)d = (08 15)45 = 36 68 мм
принимаем lст = 50 мм.
Рис. 10.7 Звездочки роликовых цепей. Конструктивные размеры
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 63 Нм. Муфты предназначены для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора установленных как правило на общей раме.
Упругие втулочно-пальцевые муфты МУВП получили наиболее широкое применение в практике; просты по конструкции надежны в эксплуатации обеспечивают легкость монтажа и демонтажа; обладают определенными компенсирующими свойствами. Допускается осевой сдвиг до 10-15 мм; работают при температуре от -40до +500С в среде с парами воды керосина масла и бензина; передают крутящие моменты от 00063 до 16 кНм.
Муфта состоит из двух полумуфт (рис.10.8) на одной из которых закрепляются пальцы с надетыми на них упругими втулками. Полумуфты изготавливаются из чугуна СЧ 21-40 а для быстроходных муфт применяется сталь 30 или стальное литье. Пальцы изготавливаются из стали 45 втулки - из специальной резины. Характеристика муфт МУВП приведена в таблице 10.1
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 15·248 = 37 Н·м [T] 3763
где k = 15– коэффициент режима нагрузки
Муфта упругая втулочно-пальцевая 63-28-1.28-У3 ГОСТ 21424-75
Рис. 10.8 Упругая втулочно - пальцевая муфта МУВП
Характеристика МУВП [8 с.336]
Смазка зубчатого зацепления. Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяют из расчёта 05 – 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем:
V=(0508)N=(0.50.8)37225 л при мощности 372 кВт.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой и уплотняющей прокладки из фибры алюминия или паронита.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется через отдушину.
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 33 мс и контактном напряжении в=378 МПа =28·10-6 м2с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку для подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1. 11. Проверочные расчеты
1 Проверочный расчет шпонок
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
t1 – глубина паза; b – ширина шпонки.
Шпонка на выходном конце вала 8732 мм:
см = 2·248·10328(7-40)(32- 8) = 245 МПа.
Шпонка под колесом 14932 мм:
см = 2·755·10345(9-55)(32-14) = 534 МПа.
Шпонка на выходном конце тихоходного вала 10832 мм:
см = 2·755·10330(8-50)(32-10) = 761 МПа.
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05RСХ = 051700 = 850 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 15 – постоянная нагрузка коэффициент основной нагрузки х=03 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности в = 500 МПа предел текучести т = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]850 = 1148 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13114884 = 178 МПа [] = 75 МПа
3Уточненный расчет валов 2.
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа [3 c. 34]
Пределы выносливости:
при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = (5112 + 782)12 = 517 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 35332 = 421·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·421·103 = 842 мм
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 517·103421·103 = 123 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 248·103842·103 = 29 МПа
Коэффициенты [3 c. 165]:
k = 34; k = 06 k + 04 = 06·34 + 04 = 244
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33534·123 = 80
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(244·29 + 01·29) = 265
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 80·265(802 + 2652)05 = 78 > [s] = 25
Рассмотрим сечение проходящее под опорой C. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Ми = (4622 + 8012)12 = 925 Н·м
v = MиW = 925·103421·103 = 220 МПа
v = m = T22Wp = 755·1032·842·103 = 45 МПа
k = 35; k = 06 k + 04 = 06·35 + 04 = 25
s = -1(kv) = 33535·220 = 44
s = -1(kv + m) = 195(25·45 + 01·45) =167
s = ss(s2 + s2)05 = 44·167(442 +1672)05 = 42 > [s] = 25
Разработка рабочего проекта привода
1 Обоснование способа задания основных осевых размеров получаемых
на операциях токарной обработки
Ниже приведены примеры задания осевых размеров допусков оформления чертежа вала конического колеса и крышки подшипника.
Технический уровень редуктора
1 Определение массы редуктора
Условный объем редуктора
V = LBH = 350245250 = 21106 мм3
L = 350 мм – длина редуктора;
В = 245 мм – ширина редуктора;
Н = 250 мм – высота редуктора.
m = φρV10-9 = 05073002110610-9 = 78 кг
где φ = 050 – коэффициент заполнения редуктора;
ρ = 7300 кгм3 – плотность чугуна.
2 Определение критерия технического уровня редуктора
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 78755 = 103
При γ > 02 технический уровень редуктора считается низким а редуктор морально устаревшим.
3 Конструирование рамы
Узлы привода устанавливают обычно на сварных рамах состоящих из элементов сортового проката: швеллеров уголков полос листов (рис. 13.1).
Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Расстояние между ними зависит от подобранной или сконструированной соединительной муфты. Одну полумуфту соединяют с валом электродвигателя а другую - с валом редуктора. Таким образом определяют размер между торцами валов.
Рисунок 13.1. Рама привода конвейера
Определяют основные размеры рамы в плане: длину L и ширину B. Затем определяют высоту рамы H=(008 01)L по которой подбирают ближайший больший размер швеллера. Швеллеры располагают полками наружу для удобства монтажа узлов к раме.
Двигатель и редуктор предпочтительно располагать на одной высоте H если они соединены между собой посредством клиноременной передачи. Это возможно при расположении клиноременной передачи под углом к горизонту. При необходимости высоту швеллера H увеличивают чтобы большой шкив не задевал пол.
Цепную передачу также рекомендуется располагать под необходимым углом к горизонту. При этом большая звездочка не должна задевать пол. Для этого подбирают необходимый размер швеллера устанавливаемого отдельно от основной рамы.
Крепление узлов к раме осуществляют болтами при этом на внутреннюю поверхность полки швеллера подкладывают косые шайбы выравнивающие опорную поверхность под гайками. Расположение фундаментных болтов определяют при проектировании рамы. Диаметр и число фундаментных болтов принимают в зависимости от длины рамы:
Минимальное число болтов
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.
В.В. Длоугий Т.И. Муха А.П. Цупиков Б.В. Януш. Приводы машин. Справочник.-Л.:Машиностроение 1982.