Привод конвейера

А3 колесо.cdw

Острые кромки притупить R=0
Общие допуски по ГОСТ 30893.1:
Внешний окружной модуль
Коэффициент смещения
Угол делительного конуса
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

А1 разрез.cdw

Конич ред с рем.doc

Общие сведения о редукторе.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора- понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи
- зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:
-типу передачи (зубчатые червячные)
- числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.)
-типу зубчатых колес ( цилиндрические конические и т.д.)
- относительному расположению валов редуктора в пространстве
( горизонтальные вертикальные).
- особенностям кинематической схемы.
Роль машиностроения в развитии отечественного народного хозяйства.
Машиностроение является базой механического перевооружения всего общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования уровень механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности сельского хозяйства транспорта.
В народном хозяйстве машиностроение заменяет ведущее положение. Об этом можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли в промышленности.
Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли и его отраслевая дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда. Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно воздаются новые отрасли.
Современные тенденции развития машиностроения. Задачи стоящие перед машиностроением.
Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических предпосылок.
В настоящее время отрасли машиностроения объединены в единый машиностроительный комплекс который включает в себя девятнадцать крупных отраслей и около ста специализированных отраслей подотраслей и производств.
Машиностроительному комплексу принадлежит главная роль в осуществлении научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых поколений способной дать многократное повышение производительности труда открыть путь к автомотизиции всех стадий производства требует существенных структурных видов.
В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести коренную реконструкцию машиностроительного комплекса прежде всего станкостроения производства вычислительной техники приборостроения электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями машиностроения но и внутри каждой отрасли.
Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых связях машиностроения определяются в первую очередь теми задачами которые ставятся в области механизации и автоматизации производства развития энергетического хозяйства электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля рабочих занятых ручным трудом в промышленности строительстве сельском хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства особенно механизации вспомогательных транспортных и складских операций производственных процессов в сельском хозяйстве.
Таким образом главное направление структурных сдвигов в народном хозяйстве в том числе и в машиностроительном комплексе связано с ускорением научно-технического прогресса и повышением на этой основе эффективности общественного производства.
Роль специалиста-механика в решении стоящих перед машиностроением задач в научно-техническом прогрессе.
Рабочие специалисты являются важнейшим элементом производительных сил определяют темпы роста производства и производительности труда количество продукции и успешную работу отрасли.
Важную роль в машиностроении играют инженерно-технические работники или механики-специалисты. К ним относятся лица которые ведут исследовательские работы а также выполняют функции делопроизводства снабжения технического обслуживания.
Характерной особенностью изменения структуры работающих в промышленности является снижение удельного веса рабочих и увеличением доли инженерно-технических работников. Такие изменения являются следствием научно-технического прогресса.
Такая структура является следствием повышения уровня технической оснащенности основного производства и увеличении затрат труда на обслуживание и ремонт сложного автоматического оборудования систем автоматического управления производственными процессами.
Цели и задачи проектирования.
Цель курсового проектирования по дисциплине «Детали машин» – систематизировать закрепить расширить теоретические знания привить учащимся навыки практического расчёта и конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов развить расчетно-графические навыки а также подготовить к выполнению дипломного проектирования и последующей производственной работе. Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность минимальные габариты и масса удобство в эксплуатации и экономичность.
Основными задачами курсового проекта являются:
ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;
изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;
выбор наиболее простого варианта конструкции с учётом требований технического задания на проект;
выполнение необходимых расчётов с целью обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;
выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства шероховатости поверхностей необходимых допусков и посадок допусков формы и расположения;
выполнение графической части курсового проекта в соответствии стандартов ЕСКД;
составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.
Описание работы и устройства привода.
Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.
Конвейеры состоят из следующих частей приводной станции от которой тяговый орган получает движение и тяговый орган.
Привод состоит из редуктора с закрытой конической передачей электродвигателя и ременной передачи служащей для передачи вращения от электродвигателя к редуктору .
На конце выходного вала редуктора крепится полумуфта соединяющая вал редуктора с валом рабочей машины.
Редуктор служит для передачи вращения. Назначение редуктора —понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Рис. 1 –Кинематическая схема привода
Выбор электродвигателя.
Кинематический и силовой раcчет
1 Определяем требуемую мощность P3 и частоту вращения n3 ленточного конвейера:
где F-тяговая сила ленты
где D-диаметр барабана
nпр=n3==2675 (обмин)
2 Определяем общий КПД редуктора по формуле:
где h1 - КПД ременной передачи; h2 - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; 4 – КПД муфты; 3 - КПД редуктора n – число пар подшипников в редукторе.
По таблице 1.2.1.[1] выбираем h1 =096 3=096 h2 = 099 и h4 = 098
После подстановки получим:
h = 096·096·0980992=089
3 Определяем требуемую мощность электродвигателя по
где Pпр – мощность на ведомом валу привода;
4 Исходя из условия (3) по таблице 16.7.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель
Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А132М4У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью Pдв = 110 кВт с синхронной частотой вращения n = 1500 мин – 1 и скольжением 28%(ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения nдв=1500-15000028=1460обмин а угловая скорость дв= радс.
5 Определяем передаточное число привода по формуле:
где nдв - частота вращения электродвигателя;
n3 – частота вращения ведомого вала привода.
Примем для редуктора uр=25 тогда передаточное число ременной передачи
6 Определяем угловые скорости валов:
После подстановки для каждого из валов соответственно получим:
Определяем частоты вращения валов редуктора:
7 Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам:
После подстановки соответственно получим:
T1= Tдв==71 (Нм) =71·103(Нмм)
T2=Тдвuремhрем hпк =71·103218096099=147·103 (Нмм)
T3=Т2uрhр hпк =147·103·25·096099=349103(Нмм)
Tпр=Т3h4 =349·103·098=342103(Нмм)
8 Определяем мощность для каждого вала привода:
Р2=Р1 hрем hпк =1085·096099=1031(кВт)
Р3=Р2 hр hпк =1031096099=981(кВт)
Рпр=Р3 hм =981098=966(кВт)
1 Расчет зубчатой передачи редуктора
Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора
1.1 Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой.
По таблице 3.3 [1] примем для шестерни Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270 для колеса Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.
1.2 Определим предельно допустимые напряжения:
Sн - коэффициент запаса.
При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KH
коэффициент запаса Sн =115.
1.3 Внешний делительный диаметр рассчитывается по формуле [2]:
где Т2- вращающий момент на ведомом валу; для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями коэффициент KHb=11;
u – передаточное число; [н] – предельно допустимое напряжение;
qн- коэффициент вида конических колес; для колес с круговыми зубьями qн=185 при твердости колеса и шестерни ≤ 350НВ.
Ближайшее стандартное значение (по ГОСТ 12289-76) dе2=225 (мм)
1.4. Принимаем число зубьев шестерни z1=25. Определим число зубьев колеса по формулам:
После подстановки получим:
Уточним передаточное число по формуле:
1.5. Внешний окружной модуль:
de2=357·63=225 (мм)
Отклонение от заданного 0%
1.6 Углы делительных конусов:
1.7 Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Re=05·357·=12098 (мм).
b = 0285·121 = 345 (мм)
Принимаем длину зуба b=35мм.
1.8 Рассчитываем внешний делительный диаметр шестерни:
de1 = 357·25 = 8925 (мм).
1.9 Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 по формуле:
d1 = 2·(Re- 05·b)·sin1 мм
d1 = 2·(121 – 05·35)· sin218= 7687(мм).
1.10 Определяем внешние диаметры шестерни и колеса соответственно:
dea1 = de1 + (2·me·cos1) мм
dea1 = 8925 + (2·357·cos218) = 919 (мм);
dea2 = de2 + (2·me·cos2) мм
dea2 = 225 + (2·357·cos682) = 22765 (мм).
1.11 Найдем средний окружной модуль по формуле:
1.12 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
После подстановки получаем:
1.13 Средняя окружная скорость колес:
1.14 Проверяем контактное напряжение по формуле:
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
По таблице 3.5 [1] при bd = 046 консольном расположении колес и твердости НВ350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба KH=11.
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHα=1.
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении KHγ. Для колес с круговыми зубьями при v=27мс KHγ=104 по табл.43 [2].
Таким образом подставив в формулу значения коэффициентов и получим:
Проверяем контактное напряжение:
H= 380(МПа) [Н]=485 МПа.
1.15 Определим силу действующую в зацеплении по формуле:
Определим окружную и радиальную силы по формулам:
Fr1 = Fa2 = Ft·tgα·cos1 H
Fr1 = Fa2 = 3102·tg20º·cos218º = 1048(H).
Fr2 = Fa1 = Ft·tgα·sin1H
Fr2 = Fa1 = 3102·tg20º·sin218º= 419(H).
1.16 Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по формуле:
Коэффициент нагрузки:
По табл.3.7[1] при bd=046 несимметричном расположении колес валах на роликовых подшипниках и твердости НВ 350 значение KF=11
По таблице 3.8 [1] при твердости НВ 350 скорости v = 27мc и 7-ой степени точности KFγ = 107
Подставляем в формулу значения:
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При этом YF1=366 и YF2=36.
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
По таблице 3.9 [1] для стали 40Х улучшенной при твердости НВ350
Для шестерни 0Flimb =18 270 = 490 МПа
Для колеса 0Flimb=18 245 = 440 МПа
Коэффициент запаса прочности [SF] определим оп формуле:
где [SF]- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес [SF]=175; [SF]- коэффициент учитывающий способ получения заготовок для зубчатых колес. Для поковок и штамповок [SF]=10.
После подстановки данных в формулу (32) получим:
Найдем отношение [F] YF соответственно для шестерни и колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [F] YF для него меньше.
Проверяем зуб колеса:
F2 ==1226 (МПа) ≤ [F2] = 250 МПа.
Условие прочности выполняется.
2 Расчет открытой ременной передачи
2.1 Определяем диаметры шкивов.
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
d2=180218(1-0015)=386(мм)
Принимаем d2=390 (мм)
2.2 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:
Подставим значения и получим:
2.3 Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
а>15(180+390)=855 (мм)
2.4 Определяем расчетную длину ремня:
l=2a+2(d2+d1)+(d2-d1)2 4a
l=2855+3142(390+180)+(390-180)2(4855)=2618(мм)
Значение округляем до ближайшего стандартного значения l=3000мм.
2.5 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 001 для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0025 l.
2.6 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
α=180º-57º =1685º > 150º
2.7 Определяем скорость ремня:
2.8 Определяем частоту пробегов ремня:
где =15 c-1 допускаемая частота пробегов.
2.9 Определяем допускаемую мощность передаваемую одним плоским ремнем:
Где - допускаемая приведенная мощность передаваемая плоским ремнем; С- поправочные коэффициенты.
=16109097095095085=107(кВт)
2.10 Определяем окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней:
Ft=1085103138=786 (H)
2.11 Определяем ширину ремня:
2.12 Определяем силу предварительного натяжения :
Площадь поперечного сечения ремня: А==28262=735мм2
2.13 Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
2.14 Определяем силу давления на вал:
Fоп=2F0sin Fоп=21470sin=2925(H)
1.15 Проверочный расчет по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
где 1-напряжения растяжения
где А-площадь поперечного сечения клинового ремня
После подстановки значений в формулу получим:
=1470735+786(2735)= 253МПа
где и- напряжения изгиба
где Еи- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней
где v- напряжения от центробежных сил
v=1100138210-6 =02МПа
где []р - допускаемое напряжение растяжения
После подстановки значений в формулу получим:
max= 253+ 05+ 02=323МПа ≤ []р =8МПа
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов
1. Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:
где [K]-допускаемое напряжение на валу Т – вращающий момент на валу.
2. Ведущий вал (рис 2).
Для ведущего вала примем [K]=25 МПа.
Принимаем диаметр под уплотнение dy1=35мм
под подшипники dП1=40мм.
Рисунок 2- Ведущий вал
3. Ведомый вал (рис.3).
Для ведомого вала примем [K]=25МПа.
Примем диаметр выходного конца вала dВ2= 40мм
диаметр под уплотнение dy2=45 мм
под подшипники dП2=45 мм
диаметр под колесо dК2=50 мм.
Рисунок 3 -Ведомый вал
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполним за одно с валом. Ее основные размеры: daе1= 919мм ширина b1=35 мм.
Колесо кованое. Его основные размеры: daе2= 22765мм b2=35мм
Диаметр ступицы определим по формуле:
где dк2-диаметр под колесо ведомого вала.
Длину ступицы примем равной ширине зубчатого венца:
Lст=(12 15)50 = 60 75 (мм)
Принимаем Lст = 60 мм.
Толщину обода определим по формуле:
=(3 4)357 = 107 143 (мм)
Принимаем 0=12 (мм).
Толщину диска С определим по формуле:
C = (01 017)121=121 206 (мм)
Принимаем С = 15 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
1 Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по формулам:
Принимаем толщину стенок корпуса =8 мм толщину стенок крышки 1=8 мм.
2 Толщину фланцев (поясов) редуктора определим из формул:
верхнего пояса корпуса:
нижнего пояса редуктора:
3 Определим диаметры болтов:
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
соединяющих крышку с корпусом:
d1= 0055121+12 =187 (мм)
Принимаем фундаментные болты с резьбой М20.
d2=(07 075)20 = 14 15 (мм)
Принимаем болты с резьбой М16.
d3=(05 06) 20 = 10 12 (мм)
Принимаем болты с резьбой М12.
Первый этап компоновки редуктора.
Компоновочный чертеж выполняем на листе формата А1 (594×841 мм) в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1; чертить тонкими линиями.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому что один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того раздельная смазка предохраняет подшипники от попадание вместе с маслом частиц метала.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Проводим посередине листа горизонтальную линию – ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии – оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 1 = 218º осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 121 мм.
По найденным размерам в пункте №3 оформляем шестерню и колесо вычерчиваем их в зацеплении.
Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.
Подшипники ведущего вала расположим в стакане. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=35 мм и dп2=45мм. Характеристики подшипников представим в виде таблицы:
Таблица 2-характеристики подшипников.
Условное обозначение подшипников
Наносим габариты подшипников ведущего вала поместив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1=15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).
В однорядных роликовых конических подшипниках радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных роликовых конических подшипников вычисляется по формуле:
Для подшипников 7208 размер:
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f1=60мм.
Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала с1=(14 23)f1=(14 23)60=84 138 мм. Принимаем с1=100 мм.
Размещаем подшипники ведомого вала наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у2=15 мм ( для размещения мазеудерживающего кольца).
Для подшипников 7209 размер:
Определяем замером размер А-от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А=А=875 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.
Замером определим расстояние f2=50 мм и с2=125 мм.
Ограничиваем контур внутренней стенки корпуса отложив зазор между стенкой и зубьями колеса равный 15х т.е. 15мм.
Проверка прочности шпоночного соединения
На ведущий вал установим одну шпонку для соединения полумуфты с выходным концом ведущего вала.
Рисунок 4- Схема шпоночного соединения
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала dв=32мм и длине полумуфты Lм=60 мм Lш=Lм-10=60-10=50 мм. Отношение ширины высоты и длины шпонки:
Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:
где Т-вращающий момент на валу;
d-диаметр вала в сечении где установлена шпонка;
t1-глубина паза под шпонку;
[см] – максимально допустимое напряжение.
Т.к. шкив изготовлен из Стали 45 для которой – [см]=110 120МПа условие прочности выполнено.
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре под колесо dк2=50 мм и длине ступицы Lст=60 мм отношение ширины высоты и длины шпонки:
После подстановки данных в формулу получим:
Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которй – [см]=110 120 МПа условие прочности выполнено.
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре на конце вала dв2=40 мм и длине L=80 мм отношение ширины высоты и длины шпонки:
Проверка долговечности подшипников
1. Ведущий вал (рис.5)
Из предыдущих расчетов известно:
а) Силы действующие в зацеплении:
окружная Ft1=3102Н;
радиальная Fr1 =1048Н
б) Первый этап компановки дал f1=60 мм и с1=100 мм.
Сила от консольной нагрузки (ременной передачи) на входном конце вала:
Fоп=2925Н. lоп=80мм.
Реакции опор (левую опору обозначим индексом “1”)
Подставим значевия и получим:
Rx2-Rx1+Ft =1861-4963+3102=0.
-Ry2c1-Fr1f1+Fa1 +Fоп (lоп+с1) =0
-Ry1c1-Fr1(c1+f1)+Fa1 +Fопlоп =0
Проверка: Ry2-Ry1-Fr1-Fоп=4797-824-1048-2925=0.
1.3 Суммарные реакции определим по формуле:
1.4 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определяются по формуле:
Подставим числовые значения:
S2=0830385156=1583 (H);
S1=0830385030=1545(H).
Здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е=038.
Осевые нагрузки подшипников ( см. табл. 9.21[1]). В нашем случае Fa1> S2- S1 тогда Pa1=S1=1545 H ;
Pa2=S1+Fa1=1545+419=1964H.
1.5 Рассмотрим левый подшипник.
Отношение =038>е поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
1.6 Эквивалентную нагрузку определим по формуле:
Рэ2=(XVPr2+YPa2)КбКт
В которой радиальная нагрузка Fr2= 5156 Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 Кб=10; по табл.9.20. температурный коэффициент Кт=1. Для конических подшипников Х=04 и Y=164.
Рэ2 =(0415156+1641964)101 5280Н
1.7 Определим расчетную долговечность млн.об. :
1.8 Определяем расчетную долговечность :
Расчетная долговечность приемлема.
1.9 Рассмотрим первый подшипник быстроходного вала.
Отношение =03е поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
1.10 Определяем эквивалентную нагрузку:
Pэ1=15030101=5030 (Н).
1.11 Определяем расчетную долговечность:
1.12 Определяем расчетную долговечность:
Найденная долговечность приемлема.
Определяем изгибающие моменты :
Мх1=Fa1==161 (Hм); Mх4=0;
Mx3= - Fоп (lоп+с1) =-2925·018=-5265(Hм)
My2=Ft1f1=31020060=1861(Hм);
Рисунок 5 – Расчетная схема быстроходного вала
2 Ведомый вал (рис.6.)
Из предыдущих расчетов Ft=3102 H; Fa2=1048 H; Fr2=419H.
Первый этап компановки дал: f2=50 мм с2=125 мм.
Реакции опор (левую опору обозначим индексом 3)
Сила от консольной нагрузки (муфты) на выходном конце вала:
Fм=125=2335Н. lм=90 мм. 9.2.1 Вертикальная плоскость
Определяем опорные реакции:
М3=0; -Ry3(f2 +c2)+Fa2d22-Fr2 f2=0
Ry3=(Fa2d22-Fr2 f2) (f2 +c2)=(10481902-41950)175=449(H)
М1=0; -Ry4(f2 +c2)+Fa2d22+Fr2 c2 =0
Ry4=(Fa2d22+Fr2 c2) (f2 +c2)=(10481902+419125)175=868(H)
Проверка: -Ry3+ Ry4 – Fr = -449+868 –419=0
2.2. Горизонтальная плоскость:
М3=0; Fмlм+Ft2 f2-Rx3(f2 +c2)=0
Rx3= (Fмlм+Ft2 f2)(f2 +c2)=(233590+310250)175=2087 (H)
М1=0; Fм(lм+ f2 +c2)-Ft2 c2-Rx4(f2 +c2)=0
Rx4= [Fм(lм+ f2 +c2)-Ft2 c2] (f2 +c2)= [2335(90+175)-3102125)175=1320(H)
Проверка: Rx3- Rx4- Ft2+ Fм=2087-1320-3102+2335=0
2.3.Определяем суммарные реакции:
2.4. Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определяются по формуле:
S3=0830412135=726 (H);
S4=0830411580=538(H).
Здесь для подшипников 7209 параметр осевого нагружения е=041.
Осевые нагрузки подшипников ( см. табл. 9.21[1]). В нашем случае S3> Fa2>0 тогда Pa3=S3=726H ; Pa4=S3+Fa2=726+1048=1774 H.
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7209 то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.
Опношение поэтому осевые силы учитываются.
2.5. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:
Pэ3=(0411580+15651774) 11=3408(Н).
2.6. Определяем расчетную долговечность по формуле:
2.7. Определяем расчетную долговечность по формуле:
Полученная долговечность более чем требуется. Подшипники 7209 пригодны.
2.8. Находим изгибающие моменты:
Мх1=0 Мх2=-Ry3 c2=-4490125=-561(Hм) Mx3=0
Mx2=Ry4 f2=8680050=434 (Hм).
My1=0 My2=-Rx3 c2=-20870125=-2609 (Hм)
My3==- Fмlм=-23350090=-2101 (Нм)
Mz=Ft2d22=310201902=295(Hм).
Рисунок 6 – Расчетная схема подшипников ведомого вала
Второй этап компоновки редуктора.
В развитие 1-й компоновки вычерчиваем валы с насажанными на них деталями. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Диаметры участков валов под зубчатые колеса подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М36х15 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (01 015) dп принимаем ее равной 8 мм.
Мазеудерживающие кольца устанавливают так чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2мм.
Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=10мм.
У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника.
Для облегчения посадки на вал подшипника прилегающего к шестерни диаметр вала уменьшаем на 05-1мм на длине несколько меньшей длины распорной втулки.
Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса сохраняя величины зазоров принятых в первом этапе компановки х=10мм и у=15мм.
Используя расстояния f2 и с2 вычерчиваем подшипники.
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала 50мм а с другой – в мазеудерживающее кольцо. Участок вала под зубчатым колесом делаем короче ступицы колеса чтобы мазеудерживающее кольцо упиралось в торец колеса а не в буртик вала.
Наносим толщину стенки корпуса 8мм и определяем размеры основных элементов корпуса.
Уточненный расчет валов
1 Примем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по пульсирующему.
Ведущий вал-шестерня изготовлен из Стали 40Х улучшенной.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле:
где по таблице 3.3[1] для Стали 40Х нормализованной в=900 МПа.
-1=043·900=387(МПа)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле:
-1=058·387=224 (МПа).
2 У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса а именно сечение в месте посадки подшипника ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент Тz=Т1.
Концентрация внутренних напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Суммарный изгибающий момент определим по формуле:
Момент сопротивления сечения определим по формуле:
Где dп1- диаметр под подшипник.
Амплитуду нормальных напряжений определяем по формуле:
где М- изгибающий момент.
v=max=(191103)(62103)=304 (МПа).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Где - по таблице 8.7 [1] =30
Полярный момент сопротивления определяем по формуле:
Wρ=262103=124 103 (МПа).
Амплитуду и среднее напряжение циклов касательных напряжений определим по формуле:
где Т1-вращающий момент на валу.
v=m=(147103)(2124103)=6 (МПа).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле:
Где по таблице 8.7 [1] =06 +04=0630+04=22
Коэффициент запаса прочности определяем по формуле:
Учитывая требования жесткости рекомендуют [S]=25 30 найденное значение S=41 приемлемо.
Примем для изготовления ведомого вала Сталь 45 нормализованная.
где по таблице 3.3[1] для Стали 45 нормализованной в=780 МПа.
-1=043·780=335(МПа)
-1=058·335=194 (МПа).
У ведомого вала проверим прочность в сечении под подшипником dп2=45мм через это сечение передается крутящий момент Т2=349 (Нм).
Определяем крутящий момент:
В сечении действует максимальный изгибающий момент Ми2=266000(Нмм).
Момент сопротивления сечения определяем по формуле:
W=(314453)32=89 103 (мм3).
v=max=26610389103=299 (МПа).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:
Wρ=(314453)16= 178103(мм3).
v =m=(349103)(2178103)=98
Полученное значение приемлемо.
Посадки зубчатых колес и подшипников
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала
внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников
Посадка колеса на вал по ГОСТ 25347-82
Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на валы
Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением вала
Распорную втулку на вал
Отклонение выходного конца вала
Шероховатость вала в местах посадки зубчатого колеса и
Шероховатость вала в местах посадки подшипников конические отверстия под штифты Ra08
Поверхности выступов зубьев колес фаски нерабочие торцы поверхностей зубчатых колес Ra 63
Согласно ГОСТ 3325-89 допуск торцевого биения заплечников валов не более 25 мкм.
Отклонение от круглости и профиля продольного сечения 4 мкм посадочных поверхностей под подшипники.
Отклонение от параллельности шпоночных пазов колес не более 20 мкм и отклонение от симметричности 160 мкм.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения в масло примерно на 10 мм.
По таблице 10.8 [2] установим вязкость масла. При H=380 МПа и средней скорости =27мс вязкость масла должна быть приблизительно равна 2810-6 м2с. По таблице 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым в подшипниковые камеры при сборке редуктора. Сорт смазки выбираем по таблице 9.14 [2] – солидол марки УС-2.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.
На ведущий вал устанавливаем мазеудерживающее кольцо и роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100 ºС. От осевого перемещения подшипники удерживаются с одной стороны буртиком вала с другой шайбой и гайкой М36х15.
В ведомый вал закладываем шпонку 14×9×50 мм и напрессовываем зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надеваем мазеудерживающие кольца и устанавливаем роликоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные узелы валов укладываем в основание нижней части корпуса и надеваем крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центрировки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты крепящие крышку к корпусу.
В подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжеты уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки болтами.
Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона закрепляем крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническим условиями.
Для соединения вала электродвигателя и вала червяка используем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Муфту подбираем в зависимости от: условий работы диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента.
Расчетный крутящий момент определим по формуле:
где k – коэффициент учитывающий условия работы; k =15 По таблице [2].
Тном – номинальный вращающий момент на ведущем валу; находим по формуле:
Расчётный крутящий момент равен:
Для муфты соединяющей валы диаметром 40 мм и 45 мм
[Т] = 710 Нм. Условие выполнено.
Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по формуле:
где D1 – диаметр окружности расположения пальцев;
z – число пальцев; dп – диаметр пальца; lп – длина пальца.
D1 = 160 мм z = 8 dп = 18 мм lп = 42 мм (табл. К22 ст. 402 [2]).
Допускаемое напряжение смятия для резины МПа.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 710-40.1.1-45.1.1-У3 ГОСТ 21424-75
Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М.Чернин и др. М: Машиностроение 1987 – 414 с.
Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие.
А.Е. Шейнблит М: Высш. школа. 1991 – 432 с.
Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. - М: Высш. школа. 1981 – 399 с.
Курсовое проектирование деталей машин. В.Н.Кудрявцев и др. Учебное пособие для студентов втузов. - Л. Машиностроение 1984 – 400 с.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. Атлас. Детали машин: Учебное пособие для машиностроительных техникумов Под.ред. В.М. Журавля 1983 – 164 с.
Боголюбов С.К. Воинов А.В. Черчение. Учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. 2-е изд. перераб. и доп. - М: Машиностроение 1981 – 303 с.

специф конич.cdw

Пояснительная записка
Колесо зубчатое коническое
Кольцо мазеудерживающее
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная

А3 вал.cdw

Острые кромки притупить R=0
Общие допуски по ГОСТ 30893.1:
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

А1 ред.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u=2
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения быстроходного вала
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75
Течь масла из корпуса редуктора через уплотнения и стыковые
соединения не допускоется.
Валы в редукторе должны поворачиваться от руки легко
Непаралельность осей валов относительно опорных плоскостей
не должна превышать 0
Регулировка зацепления и подшипников осуществляется с помощью
набора металлических прокладок
которые устанавливают под фланцы
крышек подшипниковых узлов.
Внешний окружной модуль
Число зубьев шестерни
Характеристика зацепления